Análise termodinâmica de ciclos de refrigeração empregados em ultrafreezers

(1)

INSTITUTO FEDERAL DE EDUCAÇÃO, CIÊNCIA E TECNOLOGIA DO ESPÍRITO SANTO

CAMPUS CACHOEIRO DE ITAPEMIRIM CURSO SUPERIOR DE ENGENHARIA MECÂNICA

GABRIEL VINCO DO NASCIMENTO

ANÁLISE TERMODINÂMICA DE CICLOS DE REFRIGERAÇÃO EMPREGADOS EM ULTRAFREEZERS

Cachoeiro de Itapemirim 2022

(2)

Trabalho de Conclusão de Curso apresentado à Coordenadoria do Curso de Engenharia Mecânica do Instituto Federal do Espírito Santo, Campus Cachoeiro de Itapemirim, como requisito parcial para a obtenção do título de Bacharel em Engenharia Mecânica.

Orientador: Prof. Dr. Erick Bernabé Zanelato.

Cachoeiro de Itapemirim 2022

(3)

CDD: 621.56 Bibliotecário/a: Renata Lorencini Rizzi CRB6-ES nº 085

Análise termodinâmica de ciclos de refrigeração empregados em ultrafreezers / Gabriel Vinco do Nascimento. - 2022.

52 f. : il. ; 30 cm..

Orientador: Erick Bernabé Zanelato

TCC (Graduação) Instituto Federal do Espírito Santo, Campus Cachoeiro de Itapemirim, Engenharia Mecânica, 2022.

1. Refrigeração. 2. Termodinâmica . 3. Refrigeradores. I. Zanelato, Erick Bernabé . II.Título III. Instituto Federal do Espírito Santo.

(4)

Trabalho de Conclusão de Curso apresentado à Coordenadoria do Curso de Engenharia Mecânica do Instituto Federal do Espírito Santo, Campus Cachoeiro de Itapemirim, como requisito parcial para a obtenção do título de Bacharel em Engenharia Mecânica.

Orientador: Prof. Dr. Erick Bernabé Zanelato.

Data de aprovação 02/08/2022

COMISSÃO EXAMINADORA

Prof. Dr. Erick Bernabé Zanelato Instituto Federal do Espírito Santo

Orientador

Prof. Me. Hilton Moulin Caliman Instituto Federal do Espírito Santo

Prof. Me. Caio Guimarães Maioli Instituto Federal do Espírito Santo

(5)

Emitido em 12/08/2022

FOLHA DE APROVAÇÃO-TCC Nº 10/2022 - CAI - CCEM (11.02.18.01.08.02.05) NÃO PROTOCOLADO)

(Nº do Protocolo:

(Assinado digitalmente em 12/08/2022 15:00 ) CAIO GUIMARAES MAIOLI

PROFESSOR DO ENSINO BASICO TECNICO E TECNOLOGICO CAI-CCEM (11.02.18.01.08.02.04)

Matrícula: 3216974

(Assinado digitalmente em 12/08/2022 10:37 ) ERICK BERNABE ZANELATO

PROFESSOR DO ENSINO BASICO TECNICO E TECNOLOGICO CAI - CCEM (11.02.18.01.08.02.05)

(Assinado digitalmente em 15/08/2022 19:26 ) HILTON MOULIN CALIMAN

PROFESSOR DO ENSINO BASICO TECNICO E TECNOLOGICO CAI - CCEM (11.02.18.01.08.02.05)

Para verificar a autenticidade deste documento entre em https://sipac.ifes.edu.br/documentos/ informando seu número: 10, ano: 2022, tipo: FOLHA DE APROVAÇÃO-TCC, data de emissão: 12/08/2022 e o código de

verificação: 9159941118

(6)

AGRADECIMENTOS

Primeiramente, agradeço a Deus por iluminar o meu caminho e estar comigo nos momentos mais difíceis.

À minha família, em especial à minha mãe, Lúcia, e minha avó, Alba, por acreditarem e tonarem possível a realização da minha graduação.

Aos professores que passaram pela minha trajetória, desde a escola até aqui, pois cada um deles deixou algum aprendizado.

Ao meu orientador, Erick Bernabé Zanelato, pelas contribuições e pela compreensão durante a realização deste trabalho.

Aos amigos que fiz durante o curso, por dividirem comigo suas experiências, aprendizados e as noites em claro fazendo trabalhos.

E a todos que de alguma forma contribuíram para a minha formação.

(7)

RESUMO

Os ultrafreezers são dispositivos projetados para alcançarem temperaturas muito baixas, atendendo as condições técnicas para o armazenamento das vacinas de RNA mensageiro durante a pandemia de covid-19, além do armazenamento de vírus, bactérias, entre outros materiais. O presente trabalho realiza uma análise energética e exergética de quatro ciclos de refrigeração em cascata para quatro fluidos refrigerantes, com o objetivo principal de determinar qual ciclo e com qual fluido obtém-se o maior valor de COP. Foram selecionados fluidos refrigerantes utilizados no mercado e fluidos com baixos índices de destruição da camada de ozônio e de potencial de aquecimento global. Para cada ciclo, foi elaborado um código no software Engineering Equation Solver (EES), simulando e realizando a otimização dos mesmos. Determinou-se a temperatura ideal de saturação para cada fluido no trocador de calor intermediário, a fim de obter o maior valor de COP para cada ciclo.

Entre os fluidos selecionados, a amônia foi a que obteve os melhores valores de COP para todos os ciclos estudados, com temperatura de saturação de -33ºC. E o ciclo que obteve o melhor resultado, foi o segundo ciclo, na qual é adicionado um trocador de calor interno, entre o evaporador e o trocador de calor intermediário.

Palavras-chave: Ciclos cascata. Eficiência. Amônia. EES.

(8)

ABSTRACT

Ultrafreezers are devices designed to reach very low temperatures, meeting the technical conditions for the storage of messenger RNA vaccines during the covid-19 pandemic, in addition to the storage of viruses, bacteria, among other materials. The present work performs an energetic and exergetic analysis of four cascade refrigeration cycles for four cooling fluids, with the main objective of determining which cycle and with which fluid the highest COP value is obtained. Refrigerants used in the market and fluids with low levels of ozone layer depletion and global warming potential were selected. For each cycle, a code was created in the Engineering Equation Solver (EES) software, simulating and optimizing them. The ideal saturation temperature for each fluid in the intermediate heat exchanger was determined in order to obtain the highest COP value for each cycle. Among the selected fluids, ammonia was the one that obtained the best COP values for all the cycles studied, with a saturation temperature of -33ºC. And the cycle that obtained the best result was the second cycle, in which an internal heat exchanger is added, between the evaporator and the intermediate heat exchanger.

Keywords: Cascade cycles. Efficiency. Ammonia. EES.

(9)

LISTA DE FIGURAS

Figura 1 - Ultrafreezer vertical (a) e horizontal (b). ... 12

Figura 2 - Esquema de um sistema de absorção. ... 14

Figura 3 - Esquema de um sistema termoelétrico. ... 15

Figura 4 – Sistema de compressão de vapor aplicado a um refrigerador doméstico. ... 16

Figura 5 - Esquema de um refrigerador de Carnot. ... 17

Figura 6 -Diagrama T-s do ciclo de Carnot reverso. ... 18

Figura 7 -Esquema do ciclo ideal de refrigeração por compressão de vapor. ... 19

Figura 8 -Diagrama T-s do ciclo de refrigeração ideal por compressão de vapor. .... 20

Figura 9 - Um sistema de refrigeração em cascata de dois estágios com o mesmo fluido refrigerante em ambos os estágios. ... 22

Figura 10 - Ciclo cascata básico. ... 29

Figura 11 - Diagrama P-h para o R508b no caso 1. ... 32

Figura 12 - Diagrama P-h para o R717 no caso 1. ... 33

Figura 13 - Ciclo cascata com superaquecimento. ... 35

Figura 14- Diagrama P-h para o caso 2. ... 36

Figura 15 - Ciclo cascata com superaquecimento e subresfriamento. ... 38

Figura 16 - Diagrama P-h para o caso 3. ... 39

Figura 17 - Diagrama P-h para o caso 4. ... 42

Figura 18 - Gráfico de desempenho dos fluidos refrigerantes para o primeiro ciclo.. 44

Figura 19 - Gráfico de desempenho dos fluidos refrigerantes para o segundo ciclo. 45 Figura 20 - Gráfico de desempenho dos fluidos refrigerantes para o terceiro ciclo... 45

Figura 21 - Gráfico com o fluxo de calor para amônia em cada ciclo. ... 46

(10)

LISTA DE TABELAS

Tabela 1 - Resultados para o R404a no caso 1. ... 30

Tabela 2 - Resultados para o R32 no caso 1. ... 30

Tabela 5 - Balanços de energia para o caso 1. ... 33

Tabela 6 - Destruição de exergia dos componentes do caso 1. ... 34

Tabela 8 - Balanços de energia para o caso2. ... 37

Tabela 9 - Destruição de exergia dos componentes do caso 2. ... 37

Tabela 10 - Resultados para o R717 caso 3. ... 39

Tabela 12 - Destruição de exergia de cada componente do caso 3. ... 40

Tabela 15 - Destruição de exergia de cada componente para o caso 4. ... 43

(11)

LISTA DE SÍMBOLOS

h Entalpia específica

ṁ Fluxo de massa

P Pressão

Q̇ Fluxo de calor

Ṡ Geração de entropia

𝑇 Temperatura

𝑊̇ Potência mecânica

𝑋̇ Exergia destruída

η_II Eficiência exergética

(12)

SUMÁRIO

1 INTRODUÇÃO... 10

1.1 MOTIVAÇÃO... 11

1.2 OBJETIVOS... 12

1.2.1 Objetivo geral... 12

1.2.2 Objetivos específicos... 13

2 REFERENCIAL TEÓRICO... 14

2.1 REFRIGERAÇÃO... 14

2.2 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR... 15

2.2.1 Ciclo de refrigeração de Carnot... 17

2.2.2 O ciclo padrão de compressão a vapor... 19

2.2.3 Sistema de refrigeração em cascata... 21

2.3 FLUIDOS REFRIGERANTES... 22

3 METODOLOGIA... 25

4 DESENVOLVIMENTO... 28

4.1 CICLO CASCATA BÁSICO... 28

4.2 CICLO CASCATA COM SUPERAQUECIMENTO... 35

4.3 CICLO CASCATA COM SUPERAQUECIMENTO E SUBRESFRIAMENTO.. 38

4.4 CICLO CASCATA COM SUPERAQUECIMENTO E SUBRESFRIAMENTO 41

ÚTEIS... 4.5 DISCUSSÃO DOS RESULTADOS... 43

5 CONSIDERAÇÕES FINAIS... 48

5.1 TRABALHOS FUTUROS... 49

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS... 50

(13)

1 INTRODUÇÃO

A refrigeração pode ser definida como a arte ou o ramo da ciência que trata dos processos de redução e manutenção da temperatura de um objeto ou região, abaixo da temperatura de suas vizinhanças (DOSSAT, 2004).

A prática da refrigeração é descrita na história desde o tempo dos homens das cavernas, com o armazenamento de gelo natural. Na Europa durante a idade média, a neve era coletada e depositada em buracos e trincheiras, para que pudessem manter bebidas e sobremesas geladas durante as estações mais quentes. Porém, foi no século XVII que se pode observar melhor a importância da refrigeração na conservação dos alimentos. Com a invenção do microscópio, verificou-se a existência de micro-organismos (micróbios, bactérias e enzimas) nos alimentos. E com mais estudos, foi observado que alguns desses micro-organismos eram responsáveis pela decomposição dos alimentos. O resfriamento era capaz de impedir a propagação dos micróbios, fazendo com o que o alimento fosse preservado por mais tempo, enquanto era mantido em temperaturas mais baixas (MATOS,2017).

O uso da refrigeração representou um importante avanço da civilização moderna, possibilitando, por exemplo, o armazenamento e a distribuição de alimentos por períodos e distâncias maiores. De um modo geral, o processo de refrigeração é aplicado em grandes instalações de empacotamento de gêneros alimentícios, fábricas de laticínios, e instalações industriais, como refinarias de óleos, fábricas de borracha, entre outras. Também está presente no transporte de cargas que precisam manter baixas temperaturas durante o trajeto, na exposição de produtos em centros comerciais e na conservação de alimentos em residências (MATOS, 2017).

A aplicação da refrigeração mostra-se importante também para a indústria farmacêutica. Segundo Silva e Flauzino (2017), o correto funcionamento da rede de frio, em todos os processos, é fundamental para conservação das características iniciais e princípios ativos de produtos termolábeis e imunobiológicos, como é o caso de vacinas. Para assegurar a eficácia das vacinas, é imprescindível o cuidado com os processos de produção, conservação, armazenamento e distribuição dos imunobiológicos. Entre esses cuidados, bastante visados em decorrência da pandemia de covid-19, estão o armazenamento e a distribuição das vacinas desde a câmara fria, em nível nacional até o usuário final, na unidade de saúde local.

(14)

1.1 MOTIVAÇÃO

Devido ao alto investimento no desenvolvimento de vacinas no combate à covid-19, ficou em evidência um novo tipo de tecnologia, conhecida como RNA mensageiro. De acordo com estudo de Polack et al. (2020) publicado no The New England Journal of Medicine, a vacina produzida pelas farmacêuticas Pfizer e BioNTech possui eficácia de 95% em prevenir a doença. Inicialmente, segundo a ANVISA (2021), essa vacina poderia ficar armazenada em temperaturas entre -2ºC e 8ºC por até cinco dias. Porém, para atender os municípios do interior do Brasil, a vacina precisaria de mais tempo de armazenamento, o que só é possível com temperaturas na faixa de -90ºC e -60ºC, obtidas através de ultrafreezers. Esta condição inicial levantou a discussão sobre a importância dos ultrafreezers, no contexto de armazenamento de vacinas, entre outros processos que necessitem desse condicionamento térmico.

Em atualização sobre as condições de armazenamento da vacina, a ANVISA (2021) verificou que a vacina pode ficar armazenada por até 31 dias em temperaturas entre -2ºC e 8ºC, diminuindo o esforço logístico para sua utilização em todo território nacional. Porém, os ultrafreezers continuam sendo importantes, pois são necessários para o desenvolvimento da vacina devido ao longo período dos estudos.

Além da covid-19, essa tecnologia está sendo utilizada em testes para o vírus do HIV. De acordo com IAVI (2021), na fase 1 de testes, a vacina foi capaz de estimular resposta de células imunes raras, que são necessárias para iniciar a geração de anticorpos contra vírus de mutação rápida, em 97% dos participantes. Isso demonstra a importância que os ultrafreezers terão nos próximos anos.

Além do desenvolvimento de vacinas, o ultrafreezer é muito utilizado em laboratórios de pesquisas para armazenamento de enzimas, vírus, bactérias, amostra de tecidos, entre outros. Normalmente opera em uma faixa de temperatura que varia entre -45ºC e -86ºC. Possui variados modelos e tamanhos, que dependem da demanda de armazenamento. O ultrafreezer vertical (figura 1-a) geralmente é utilizado em situações que requerem aberturas frequentes, pois são de fácil acesso, compartimentos internos ajustáveis e individuais, ou seja, permite a abertura de determinado compartimento mantendo os outros fechados. Já o ultrafreezer horizontal

(15)

(figura 1-b), pode ser utilizado em situações de armazenamento por longo período, oferecendo segurança para itens menos utilizados (SPLABOR, 2021).

Figura 1 - Ultrafreezer vertical (a) e horizontal (b).

Fonte: Splabor (2021).

1.2 OBJETIVOS

1.2.1 Objetivo geral

O presente trabalho tem como objetivo analisar termodinamicamente quatro ciclos de refrigeração hipotéticos, que possam ser empregados em ultrafreezers. Para obtenção dos resultados, os ciclos serão simulados utilizando o software Engineering Equation Solver (EES).

(16)

1.2.2 Objetivos específicos

Com base no objetivo principal definido, elencam-se os seguintes objetivos específicos:

• Definir os ciclos termodinâmicos que serão simulados;

• Definir os fluidos refrigerantes que irão operar nos ciclos;

• Definir as condições de operação;

• Testar a temperatura dos fluidos no trocador de calor intermediário;

• Calcular o COP;

• Calcular a eficiência de segunda lei.

(17)

2 REFERENCIAL TEÓRICO

Este capítulo apresenta uma revisão dos principais sistemas de refrigeração, de forma mais específica o ciclo simples por compressão de vapor, e o ciclo em cascata por ser o mais utilizado em ultrafreezers. Ainda apresenta o desenvolvimento dos fluidos refrigerantes, evidenciando a importância de uma correta seleção com o intuito de reduzir impactos ambientais.

2.1 REFRIGERAÇÃO

Atualmente, os sistemas de refrigeração existentes que se destacam são os sistemas por compressão de vapor, absorção, e por efeitos termoelétricos (SALVADOR, 1999; HERMES, 2006; MARTINHO, 2013).

O ciclo de absorção (figura 2) é semelhante em alguns aspectos ao ciclo por compressão de vapor (figura 7). O ciclo opera com o evaporador, condensador e válvula de expansão. O sistema começa pela absorção do vapor de refrigerante a baixa pressão por um líquido absorvente adequado. Em seguida, a pressão da solução formada é aumentada através de uma bomba e na sequência o vapor do refrigerante é separado do absorvente a alta pressão por meio de adição de calor.

Então, esse vapor pode ser condensado e aproveitado para produção de frio, como nos ciclos de refrigeração por compressão de vapor (SILVA, 2004).

Figura 2 - Esquema de um sistema de absorção.

Fonte: Silva (2004).

(18)

A refrigeração por efeito termoelétrico se dá pela utilização de dois materiais diferentes como os pares termoelétricos convencionais (figura 3). Pode-se observar que o ambiente refrigerado (meio frio) está em contato com a junção fria do par termoelétrico. O calor do ambiente interno é removido por essa junção fria e liberado para o ambiente externo por meio da junção quente. Ou seja, quando aplicada uma diferença de potencial, a temperatura da junção que está localizada no ambiente refrigerado diminui, enquanto a junção do espaço externo aumenta (SILVA, 2004).

Figura 3 - Esquema de um sistema termoelétrico.

Fonte: Silva (2004).

2.2 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR

A maior parte dos refrigeradores residenciais (figura 4) operam de acordo com um ciclo de refrigeração por compressão de vapor. E normalmente possuem quatro componentes principais, sendo eles um compressor, um condensador, um dispositivo de expansão (tubo capilar), e um evaporador. Além do fluido refrigerante percorrendo esses componentes através da tubulação (SILVA, 2004).

(19)

Figura 4 – Sistema de compressão de vapor aplicado a um refrigerador doméstico.

Fonte: Ferraz (2008).

Ferraz (2008) descreve o funcionamento de cada componente (figura 4) da seguinte forma. O compressor tem por sua função principal, realizar a sucção do fluido refrigerante a baixa pressão e então comprimi-lo rumo ao condensador à pressão e temperatura elevadas, na forma de vapor superaquecido. No condensador, o calor absorvido pelo fluido refrigerante no evaporador e durante a compressão é cedido para o ambiente até o refrigerante chegar no estado líquido a alta pressão. O filtro secador conta com duas funções fundamentais, a primeira é reter a circulação de partículas sólidas no ciclo. E a segunda é absorver a umidade residual que por acaso não foi eliminada no processo de vácuo, evitando possíveis prejuízos como desenvolvimento de ácidos, corrosão e entupimento no tubo capilar caudado pelo congelamento da umidade. O tubo capilar é um tubo feito de cobre que possui o diâmetro reduzido, com a finalidade de admitir o refrigerante vindo do condensador e efetuar a perda de carga do refrigerante, separando os lados de baixa e alta pressão.

O evaporador recebe o refrigerante vindo do tubo capilar, que evapora absorvendo o calor da superfície do evaporador, transformando o líquido em vapor, neste processo, a temperatura do ambiente interno do refrigerador é reduzida.

(20)

2.2.1 Ciclo de refrigeração de Carnot

O ciclo de Carnot trata de um ciclo totalmente reversível que compreende dois processos isotérmicos alternados e de dois processos isentrópicos também alternados. Possui eficiência máxima para determinados limites de temperaturas, servindo como um padrão de comparação para os ciclos de potência reais. Por se tratar de um ciclo totalmente reversível, todos os quatro processos podem ser revertidos, fazendo com que as interações de calor e trabalho também sejam revertidas. Tem-se então o ciclo de refrigeração de Carnot, representado pela figura 5 (ÇENGEL; BOLES, 2013).

Figura 5 - Esquema de um refrigerador de Carnot.

Fonte: Çengel e Boles (2013).

O ciclo de refrigeração de Carnot é composto por quatro componentes, que são eles, um compressor, um condensador, um evaporador e uma turbina. Onde são realizados os seguintes processos de acordo com a figura 5:

1-2: No evaporador, o fluido refrigerante remove calor de forma isotérmica de um ambiente a baixa temperatura;

2-3: No compressor, o refrigerante é comprimido de forma isentrópica até o estado de vapor saturado;

3-4: No condensador o calor é removido a temperatura constante até o refrigerante atingir o estado de líquido saturado;

(21)

4-1: Na turbina, o refrigerante sofre uma expansão de forma isentrópica.

Assim, verifica-se que o ciclo de refrigeração de Carnot é constituído de dois processos alternados de forma isentrópica e de dois processos isotérmicos também alternados, como pode ser observado na figura 6 (ÇENGEL; BOLES 2013; JABARDO, 2002).

Figura 6 -Diagrama T-s do ciclo de Carnot reverso.

O ciclo reverso de Carnot é o ciclo de refrigeração mais eficiente que trabalha entre dois níveis de temperatura determinados. Portanto, é instintivo considerá-lo como o ciclo ideal para refrigeradores. Entretanto, existem fatores que impedem a reprodução prática deste ciclo (ÇENGEL; BOLES, 2013).

A compressão a partir de um estado que existam tanto a fase líquida quanto a fase vapor, estado 2 da figura 6, é denominada compressão úmida, devida a presença do refrigerante na fase líquida durante o processo, que pode acarretar algumas adversidades. Entre as mais importantes estão, a diluição do óleo lubrificante, causando redução da eficiência de lubrificação. A erosão das válvulas. E a dificuldade de controlar os níveis de vapor e líquido, de modo que no final da compressão, resulte no refrigerante na condição de vapor saturado (JABARDO, 2002).

A expansão do fluido refrigerante realizada no processo 4-1 (figura 5) foi efetuada por meio de um motor térmico reversível (turbina), resultando em um processo isentrópico. O trabalho produzido pelo motor era utilizado pelo compressor no processo 2-3. Porém, há problemas em utilizar um motor para realizar o processo de expansão. Pode-se citar a complexidade de produzir um motor que trabalhe com uma mistura líquido vapor, a dificuldade de acoplar o motor ao compressor, e a dificuldade no controle do motor, pois o fluxo de refrigerante a ser admitido no

(22)

evaporador deve ser controlado de forma correta, para garantir a exata proporção de vapor saturado na saída (JABARDO, 2002).

Portanto, conclui-se que o ciclo de Carnot reverso não pode ser considerado como o ciclo ideal de refrigeração. Entretanto, pode ser utilizado como padrão de comparação para os ciclos de refrigeração reais (ÇENGEL; BOLES, 2013).

2.2.2 O ciclo padrão de compressão a vapor

As dificuldades apresentadas na seção anterior para o ciclo de refrigeração de Carnot, podem ser eliminadas realizando a compressão seca, através da completa vaporização do refrigerante no evaporador, e pela substituição da turbina por um dispositivo de estrangulamento, como uma válvula de expansão ou um tubo capilar.

Tem-se então, o ciclo ideal de compressão de vapor, representado pela figura 7 (ÇENGEL; BOLES, 2013; JABARDO, 2002).

Figura 7 -Esquema do ciclo ideal de refrigeração por compressão de vapor.

(23)

O ciclo padrão consiste dos processos a seguir:

1-2: compressão isoentrópica até a pressão de condensação;

2-3: redução de temperatura seguida de condensação do vapor até líquido saturado a pressão constante;

3-4: expansão isoentálpica até a pressão de evaporação;

4-1: evaporação até o estado de vapor saturado a pressão constante.

No ciclo ideal de refrigeração por compressão de vapor (figura 7) vapor saturado do fluido refrigerante é admitido no compressor, onde é comprimido de forma isentrópica até a pressão do condensador. Durante este processo, a temperatura do refrigerante aumenta acima da temperatura do ambiente. Em seguida, o refrigerante é admitido no condensador no estado de vapor superaquecido, onde cede calor para vizinhança a pressão constante até chegar no estado de líquido saturado, estado 3.

O refrigerante, então, como líquido saturado, passa pelo processo de expansão até a pressão do evaporador, ficando com a temperatura abaixo da temperatura do espaço refrigerado. No estado 4, o refrigerante é admitido no evaporador como uma mistura líquido vapor, com título baixo, onde recebe calor do espaço refrigerado até chegar na condição de vapor saturado, onde completa o ciclo entrando no compressor. O ciclo é representado de forma esquemática pelo diagrama temperatura x entropia na figura 8 (ÇENGEL; BOLES, 2013).

Figura 8 -Diagrama T-s do ciclo de refrigeração ideal por compressão de vapor.

(24)

Devido a questões como a perda de pressão na linha, operação do compressor livre de líquido, tipo de operação dos evaporadores e outras, é comum nas instalações que o fluido esteja na fase de vapor superaquecido no início da compressão. Por outro lado, também é comum na saída dos condensadores a operação com o fluido no estado de líquido subresfriado fornecendo um aumento do efeito frigorífico, ou seja, aumento do calor removido do ambiente refrigerado (SALVADOR,1999).

2.2.3 Sistema de refrigeração em cascata

Alguns processos industriais demandam temperaturas relativamente baixas, e o intervalo de temperatura que o sistema opera se torna suficientemente grande para tornar um único ciclo de refrigeração por compressão inviável. Tal diferença de temperatura resulta em uma grande diferença de pressão no ciclo e um baixo desempenho de um único compressor alternativo. Uma forma de lidar com essas situações é a utilização de dois ou mais ciclos operando em série, ou seja, em estágios. Tais ciclos formam o chamado sistema de refrigeração em cascata (ÇENGEL; BOLES, 2013).

Em um sistema de refrigeração em cascata de dois estágios, os dois estágios são conectados por um trocador de calor que serve de evaporador para o ciclo A (figura 9) e como um condensador para o ciclo B (figura 9). Considerando que o trocador de calor está bem isolado termicamente e desprezando as variações de energia potencial e cinética, a transferência de calor do refrigerante do estágio inferior deve ser equivalente a transferência de calor para o estágio superior (ÇENGEL;

BOLES, 2013).

(25)

Figura 9 - Um sistema de refrigeração em cascata de dois estágios com o mesmo fluido refrigerante em ambos os estágios.

Vale ressaltar que no sistema em cascata, o fluido refrigerante não precisa ser o mesmo nos dois ou mais estágios do sistema, já que não ocorre mistura no trocador de calor. Ou seja, os fluidos refrigerantes podem ser selecionados de modo a apresentarem pressões mais vantajosas em cada estágio. Em um sistema em cascata de dois estágios, o refrigerante a ser selecionado no ciclo de fase alta deve ter características de saturação que possibilitem a condensação à temperatura pretendida sem pressões exageradamente altas. Para o ciclo de fase baixa a relação entre pressão de saturação e temperatura deve permitir uma refrigeração em uma temperatura relativamente baixa sem que resulte em uma pressão excessivamente baixa no evaporador (ÇENGEL; BOLES, 2013; SHAPIRO et al., 2015).

2.3 FLUIDOS REFRIGERANTES

A seleção de fluidos refrigerantes deve ser baseada em relação ao desempenho, toxidade, inflamabilidade, impactos ambientais, custo, estabilidade química e compatibilidade com compressores (SHAPIRO et al., 2015).

(26)

Antes de 1930, a maioria dos fluidos refrigerantes utilizados em setores industriais de pequeno porte e doméstico possuíam alta toxidade e inflamabilidade.

Os casos de doenças graves relacionadas a vazamentos de refrigerante causaram movimentos populares com o objetivo de suspenderem ou reduzirem a utilização desses refrigerantes (ÇENGEL; BOLES, 2013; SHAPIRO et al., 2015).

Em meados dos anos 30, foram desenvolvidos os refrigerantes denominados

“freons”. Os refrigerantes eram produzidos a partir de hidrocarbonetos como o etano e o metano com seus átomos de hidrogênio sendo substituídos pelos halógenos cloro, bromo ou flúor. Possuíam os atributos buscados para a prática da refrigeração como a boa estabilidade química e física, a baixa ou ausência de flamabilidade, boa solubilidade com os lubrificantes e boas características termodinâmicas. Foi o início de uma época de grande utilização dos refrigerantes do tipo clorofluorcarbonetos (CFCs), em que se destacavam os refrigerantes R-11 e R-12, e que por muitos anos foram os fluidos refrigerantes mais aplicados nos setores de refrigeração e ar condicionado (ARINI, 2008; DOMANSKI, 1999).

Porém, em 1974, foi descoberto que o cloro presente nos fluidos refrigerantes do tipo CFCs, quando liberado para na atmosfera, contribuía para a destruição da camada de ozônio. Devido a essa descoberta, surgiram como substitutos dos CFCs, os fluidos hidroclorofluorcarbonos (HCFCs), com grande relevância para o R-22 que passou a ser largamente empregado em dispositivos de refrigeração e ar condicionado, sobretudo no final dos anos 80 e início dos anos 90. Este fato é devido suas características físicas e termodinâmicas, e especialmente por possuir em sua composição um número menor de átomos de cloro, ou seja, menor potencial de destruição da camada de ozônio (Ozone Depletion Potential - ODP) quando comparado ao R-11 (McCULLOCH; MIDGLEY; LINDLEY, 2006).

Como alternativa para os fluidos R-12 e R-22, surgiram os refrigerantes sem a presença de átomos de cloro em sua composição, os hidrofluorcarbonos (HFCs), sendo o R-134a o principal substituto do R-12. Para o R-22, temos combinações de HFCs como o R-410A e o R-407C. Apesar dos fluidos HFCs não contribuírem para destruição da camada de ozônio, contribuem para a alteração climática global, devido ao elevado potencial de aquecimento global (Global Warming Potential - GWP). Por este motivo, as substâncias HFCs estão sendo incluídas em acordos e tratados mundiais, visando a redução do seu uso (ARINI, 2008; SHAPIRO et al., 2015;

DOMANSKI, 1999).

(27)

Com a crescente preocupação com os impactos ambientais causados por fluidos refrigerantes, o uso de refrigerantes naturais vem crescendo em algumas aplicações e sendo considerados como substitutos dos refrigerantes HCFCs e HFCs.

Os refrigerantes naturais incluem o dióxido de carbono (R-744), a amônia (R-717) e os hidrocarbonetos, como o propano (R-290) e o isobutano (R-600a). Por serem substâncias inflamáveis, requerem sistemas mais seguros contra vazamentos, e algumas outras medidas de segurança, como a não utilização de controles elétricos que possam produzir centelha no compressor (ARINI, 2008; PEIXOTO, 2011;

SHAPIRO et al., 2015).

(28)

3 METODOLOGIA

Para a análise dos ciclos de refrigeração empregados em ultrafreezers será utilizado o software Engineering Equation Solver (EES). O EES é um solucionador de equações com funções e tabelas de propriedades termodinâmicas. Além de poder checar automaticamente as unidades, possui recursos para fazer otimização, análise paramétrica, regressão linear e não linear e construção de gráficos com qualidade (ÇENGEL; BOLES, 2013).

O primeiro ciclo (figura 10), é um ciclo cascata simples, do ponto de vista dos componentes, tendo dois compressores, dois dispositivos de expansão, um evaporador, um condensador e um trocador de calor intermediário. Para o segundo ciclo (figura 13), será adicionado um trocador de calor interno, com o objetivo de fazer com que seja admitido vapor superaquecido no compressor do estágio de baixa potência e reduzir a temperatura que o fluido evapora no trocador de calor intermediário. No terceiro ciclo (figura 15), o trocador de calor será posicionado para garantir o superaquecimento do fluido antes de ser admitido no compressor e obter subresfriamento do fluido antes de ser admitido na válvula de expansão. O quarto caso, será repetir o primeiro ciclo (figura 10), porém com superaquecimento útil no evaporador e o subresfriamento no trocador de calor intermediário. Todas essas tentativas de melhoria serão realizadas no estágio de baixa potência. Os fluidos serão selecionados a partir dos que já são utilizados no mercado e fluidos com bons valores de ODP e GPW.

Para simulação dos casos, as variáveis de temperatura do ambiente externo e do ambiente refrigerado foram fixadas. A temperatura do ambiente refrigerado será considerada de -80º C, por estar dentro da variação normal do ultrafreezer. A temperatura do ambiente externo foi determinada de acordo com a norma norte- americana Energy Star (2013) que estabelece temperatura de 24ºC para testes. No condensador, a temperatura do fluido refrigerante estará a 5ºC mais elevada do que a ambiente, e no evaporador estará 6ºC mais baixa do que a do ambiente refrigerado.

Será admitido um deslocamento volumétrico de 17,4 cm³ no compressor de baixa potência.

Para solução dos ciclos termodinâmicos, serão admitidas as seguintes considerações:

(29)

• Transferência de calor com o ambiente será desprezada;

• Queda de pressão entre os processos será desprezada;

• Os ciclos operam em regime permanente;

• Energias potenciais e cinéticas serão desprezadas;

• Processo no tubo capilar será modelado como isentálpico;

• Eficiência isentrópica de 78% nos compressores.

Com as considerações feitas, o balanço de energia (1ª lei da termodinâmica) para cada dispositivo do ciclo pode ser escrito da seguinte forma:

Q̇ + ∑ ṁ_eh_e= Ẇ + ∑ ṁ_sh_s . (3.1)

Onde os índices “e” e “s” em (3.1) significam entrada e saída, respectivamente.

A performance dos refrigeradores é expressa pelo coeficiente de performance (COP) que é a razão do efeito de resfriamento (quantidade de calor removido do espaço refrigerado) pela entrada de trabalho líquido no ciclo (ÇENGEL; BOLES, 2013). Portanto, o COP de um refrigerador é definido da seguinte forma:

COP =^𝑄̇^{𝑟𝑒𝑚𝑜𝑣𝑖𝑑𝑜}

𝑊̇ciclo . (3.2)

Para um ciclo cascata a potência mecânica do ciclo é igual a soma das potências consumidas pelos compressores, escrita da forma:

𝑊̇_{𝑐𝑖𝑐𝑙𝑜} = 𝑊̇₁+ 𝑊̇₂ . (3.3)

Onde os índices “1” e “2” em (3.3) são mostrados nas figuras 10, 13 e 15.

A análise da exergia ou de segunda lei de um sistema de refrigeração tem como objetivo determinar os locais onde ocorre a maior destruição de exergia e os componentes com menor exergia ou eficiência de segunda lei, ou seja, identificar quais componentes podem se beneficiar através de melhorias (ÇENGEL; BOLES, 2013). A destruição de exergia em um componente pode ser determinada pela seguinte relação:

(30)

Ẋ_destruída= T_ambienteṠ_gerada. (3.4)

Onde 𝑇_{𝑎𝑚𝑏𝑖𝑒𝑛𝑡𝑒} é a temperatura do ambiente (estado morto) e 𝑆̇_{𝑔𝑒𝑟𝑎𝑑𝑎} é a entropia gerada durante o processo.

A destruição total de exergia em um ciclo de refrigeração pode ser determinada pela diferença de exergia fornecida e a exergia recuperada (ÇENGEL; BOLES, 2013).

Portanto, a eficiência exergética de um ciclo pode ser expressa como:

η_II = ^COP

COP_reversível. (3.5)

Onde o 𝐶𝑂𝑃_{𝑟𝑒𝑣𝑒𝑟𝑠í𝑣𝑒𝑙} da equação (3.5) é expresso por:

COP_reversível= ¹

( ^Tambiente

TambienteRefrigerado)−1

. (3.6)

O COP reversível é um importante parâmetro nos estudos de refrigeração, pois é o máximo valor que um ciclo poderia obter trabalhando na faixa de temperatura estabelecida, servindo de referência para um ciclo real, trabalhando na mesma faixa de temperatura (ÇENGEL; BOLES, 2013).

(31)

4 DESENVOLVIMENTO

Os quatro ciclos apresentados no trabalho foram analisados do ponto de vista energético e exergético. As simulações foram realizadas com base no balanço de massa e energia. O fluido R508b já é bastante utilizado e foi selecionado para o ciclo de baixa potência. Para o ciclo de alta potência foram selecionados os fluidos refrigerantes R404a (GWP = 3922), já utilizado. O R32 (GWP = 675) que é um HFC com menor GWP do que o R404a. E os fluidos naturais propano (GWP = 3) e a amônia (GWP = 0). Todos esses refrigerantes possuem o valor de ODP iguais a zero. Os valores de GWP e ODP foram obtidos através da régua de refrigerantes da Danfoss.

Para estimar a vazão mássica dos estágios de baixa pressão nos ciclos estudados, foi considerado o deslocamento volumétrico de um compressor compatível com a operação para o fluido R508b, e a densidade do fluido para o estado em que se encontra na entrada no compressor.

4.1 CICLO CASCATA BÁSICO

O primeiro ciclo simulado no EES é o ciclo cascata de dois estágios mais básico tratando-se de componentes, caso 1 (figura 10). O ciclo é composto por dois compressores, onde cada um atua em estágios diferentes. Um condensador, responsável por retirar calor do sistema para o ambiente externo. Um evaporador, responsável por absorver o calor do ambiente refrigerado. Duas válvulas de expansão, no caso, dois tubos capilares. E um trocador de calor interno, conectando os dois estágios.

(32)

Figura 10 - Ciclo cascata básico.

Fonte: Próprio autor.

O seu funcionamento (figura 10) se dá pela admissão de vapor saturado a baixa temperatura e pressão pelo compressor 1 (estado 1). O vapor é então comprimido a vapor superaquecido com elevação da pressão e temperatura (estado 2). Esse vapor superaquecido entra no trocador de calor, onde cede calor para o fluido refrigerante do estágio de alta pressão, chegando até o estado de líquido saturado (estado 3).

Onde é expandido pelo tubo capilar 1, reduzindo consideravelmente sua pressão e temperatura (estado 4). Seguindo para o evaporador, onde o fluido refrigerante absorve calor do ambiente até chegar na fase de vapor saturado, retornando para o estado 1. Já o fluido refrigerante do estágio de alta é admitido no compressor (estado 5), também como vapor saturado, onde é comprimido até a pressão de saturação da temperatura definida, acima da temperatura ambiente (estado 6). Segue para o condensador, onde cede calor para o ambiente até chegar ao estado de líquido saturado (estado 7), seguida de uma expansão no tubo capilar, com redução de temperatura e pressão (estado 8) onde segue para o trocador de calor.

(33)

A primeira etapa das simulações é testar os quatro fluidos refrigerantes selecionados, variando a temperatura intermediária afim de obter o maior COP possível. O primeiro fluído refrigerante testado foi o R404a, já utilizado em ultrafreezers no mercado. Os resultados do COP, potência mecânica dos compressores e o fluxo de calor provocado pelo evaporador, estão na tabela 1.

Tabela 1 - Resultados para o R404a no caso 1.

Temperatura (ºC) COP 𝑾̇_𝟏(𝒌𝑾) 𝑾̇_𝟐(𝒌𝑾) 𝑸̇_{𝒆𝒗𝒂𝒑}(𝒌𝑾)

-34 0,8015 0,3240 0,5151 0,6725

-35 0,8019 0,3186 0,5306 0,6810

-36 0,8020 0,3132 0,5464 0,6894

-37 0,8017 0,3078 0,5626 0,6978

-38 0,8012 0,3023 0,5790 0,7061

-39 0,8003 0,2968 0,5958 0,7143

-40 0,7991 0,2912 0,6130 0,7225

-41 0,7976 0,2856 0,6305 0,7306

-42 0,7958 0,2800 0,6483 0,7387

-43 0,7937 0,2744 0,6665 0,7468

Onde a temperatura intermediária nos testes variou de -34ºC até -43ºC. O maior valor do COP foi observado na temperatura de -36ºC chegando ao valor de 0,8020. A potência mecânica consumida pelos compressores foi de 0,8596 kW, obtendo um fluxo de calor de 0,6894 kW.

O segundo teste foi com o fluido refrigerante R32, que possui valor de GPW menor do que o fluido R404a. Os resultados são apresentados na tabela 2.

Tabela 2 - Resultados para o R32 no caso 1.

-35 0,8581 0,3186 0,4750 0,6810

-36 0,8603 0,3132 0,4882 0,6894

-37 0,8621 0,3078 0,5017 0,6978

-38 0,8636 0,3023 0,5153 0,7061

-39 0,8648 0,2968 0,5293 0,7143

-40 0,8657 0,2912 0,5434 0,7225

-41 0,8663 0,2856 0,5578 0,7306

-42 0,8665 0,2800 0,5724 0,7387

-43 0,8666 0,2744 0,5873 0,7468

-44 0,8664 0,2870 0,6024 0,7547

A faixa de temperatura intermediária para o R32 foi próxima a do fluido R404a, porém, nota-se que as temperaturas em que se obteve o melhor valor de COP foi de

(34)

-43ºC, com a potência mecânica consumida de 0,8617 kW e com fluxo de calor do evaporador de 0,7468 kW. Portando, o ciclo ficou mais eficiente em relação ao COP e com o efeito frigorífico maior com o R32 do que com o R404a.

O terceiro fluido refrigerante testado foi o R290, neste caso, as temperaturas testadas foram um pouco maiores do que para os fluidos anteriores, por conta da temperatura de ebulição do propano, com -43ºC o propano estaria trabalhando abaixo da pressão atmosférica. Os resultados são apresentados na tabela 3.

-33 0,8529 0,3293 0,4492 0,6640

-34 0,8554 0,3240 0,4622 0,6725

-35 0,8577 0,3186 0,4754 0,6810

-36 0,8595 0,3132 0,4889 0,6894

-37 0,8611 0,3078 0,5026 0,6978

-38 0,8623 0,3023 0,5165 0,7061

-39 0,8633 0,2968 0,5307 0,7143

-40 0,8639 0,2912 0,5451 0,7225

-41 0,8641 0,2856 0,5598 0,7306

-42 0,8642 0,2800 0,5748 0,7387

O maior valor COP obtido pelo ciclo utilizando o R290 foi de 0,8642 à temperatura de saturação de -42ºC. A potência mecânica requerida pelos compressores foi de 0,8548 kW. Como a temperatura de saturação com o R290 ficou acima do caso com o R32, o fluxo de calor do evaporador ficou abaixo do que no caso anterior assim como o valor de COP. Quando comparado ao fluido R404a, o propano apresentou melhores valores de COP e fluxo de calor.

O último fluido testado foi a amônia (R717), é o fluido que apresenta os melhores valores de ODP e GPW entre os selecionados. Seguindo o caso do propano, os testes com a amônia foram feitos na faixa de temperatura mais alta dos casos testados, por conta da alta temperatura de ebulição quando comparada aos outros fluidos. Os resultados seguem na tabela 4.

(35)

-24 0,8313 0,3759 0,3221 0,5844

-25 0,8377 0,3709 0,3376 0,5935

-26 0,8437 0,3658 0,3484 0,6026

-27 0,8494 0,3607 0,3593 0,6115

-28 0,8546 0,3556 0,3704 0,6204

-29 0,8595 0,3504 0,3818 0,6293

-30 0,8640 0,3452 0,3933 0,6381

-31 0,8682 0,3399 0,4051 0,6468

-32 0,8719 0,3347 0,4170 0,6554

-33 0,8753 0,3293 0,4292 0,6640

Dentre os fluidos testados a amônia foi o que obteve o maior valor de COP, sendo 0,8753, porém como possui temperatura de saturação consideravelmente maior do que nos outros testes, o ciclo contendo a amônia obteve os menores valores para o fluxo de calor no evaporador, 0,6640 kW. A potência mecânica consumida pelos compressores foi de 0,7585 kW, sendo o menor valor para os fluidos testados no caso 1.

As figuras 11 e 12 mostram o diagrama “pressão x entalpia” para o caso 1 (figura 10) com os refrigerantes R508b e R717 respectivamente, na temperatura intermediária de -33ºC.

Figura 11 - Diagrama P-h para o R508b no caso 1.

(36)

Na figura 12, podemos observar que a pressão mínima de trabalho da amônia foi próxima a pressão atmosférica, caso a temperatura intermediária continuasse sendo reduzida, a amônia estaria trabalhando abaixo da pressão atmosférica no trocador intermediário de calor.

Figura 12 - Diagrama P-h para o R717 no caso 1.

As equações de energia de cada um dos componentes foram calculadas com base nos valores obtidos na simulação do ciclo utilizando a amônia no ciclo de alta potência com a temperatura intermediária de -33ºC, com os resultados apresentados na tabela 5.

Tabela 5 - Balanços de energia para o caso 1.

Compressor 1 𝑊̇ = 𝑚̇₁(ℎ₁− ℎ₂) -0,3293 kW Compressor 2 𝑊̇ = 𝑚̇₂(ℎ₅− ℎ₆) -0,4292 kW Evaporador 𝑄̇_𝐿 = 𝑚̇₁(ℎ₁− ℎ₄) 0,6640 kW Condensador 𝑄̇_𝐻= 𝑚̇₂(ℎ₇− ℎ₆) -1,4223 kW

Tubo Capilar 1 ℎ₃ = ℎ₄ 8,717 KJ/Kg

Tubo Capilar 2 ℎ₇ = ℎ₈ 336,8 KJ/Kg

(37)

Como pode-se observar a partir da tabela 4, conforme a temperatura intermediária no trocador de calor diminui, o COP do ciclo aumenta. Isso se deve tanto pela diminuição do trabalho do compressor do estágio de baixa potência, que comprime o fluido a pressões cada vez menores conforme é reduzida a temperatura.

E pelo aumento do efeito frigorifico, causada pela diferença dos valores de entalpia (entre os pontos 1 e 4) do fluido que vai aumentando, conforme a temperatura intermediária é reduzida. Contudo, o valor do trabalho requerido pelo compressor do estágio de alta potência cresce conforme a temperatura intermediária diminui. Com os outros fluidos refrigerantes testados, pode-se observar que em determinada temperatura o aumento do trabalho no compressor de alta, superou a redução do trabalho do compressor de baixa junto com o aumento do efeito frigorífico, fazendo com que o COP diminuísse. Isso não pode ser observado com a amônia, pois a partir de -33ºC a pressão no trocador de calor seria abaixo da pressão atmosférica, o que não é desejado.

A seguir, é apresentado a destruição de exergia de cada componente, através das equações de destruição de exergia, apresentadas na tabela 6.

Tabela 6 - Destruição de exergia dos componentes do caso 1.

Compressor 1 𝑋̇_{𝑐𝑜𝑚𝑝1} = 𝑚̇₁𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₂− 𝑠₁) 0,0799 kW Compressor 2 𝑋̇_{𝑐𝑜𝑚𝑝2}= 𝑚̇₂𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₆− 𝑠₅) 0,0644 kW

Evaporador

𝑋̇_{𝑒𝑣𝑎𝑝} = 𝑇_𝑎𝑚𝑏[𝑚̇₁(𝑠₁− 𝑠₄) +𝑄̇_𝐿

𝑇_𝐿] 2,108 kW

Condensador

𝑋̇_{𝑐𝑜𝑛𝑑} = 𝑇_𝑎𝑚𝑏[𝑚̇₂(𝑠₇− 𝑠₆) +𝑄̇_𝐻

𝑇_𝐻] 0,0678 kW Tubo Capilar 1 𝑋̇_𝑇𝐶1 = 𝑚̇₁𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₄− 𝑠₃) 0,0781 kW Tubo Capilar 2 𝑋̇_𝑇𝐶2 = 𝑚̇₂𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₈− 𝑠₇) 0,0379 kW

A eficiência exergética do ciclo resultou em 47,06%. A soma das irreversibilidades do ciclo foi de 3,1552 kW, sendo o evaporador o componente de maior irreversibilidade (tabela 6).

(38)

4.2 CICLO CASCATA COM SUPERAQUECIMENTO

O segundo ciclo testado é um ciclo cascata com a adição de um trocador de calor que liga a entrada e saída do compressor com o evaporador e o trocador de calor intermediário respectivamente (figura 13). Essa adição tem o objetivo de causar um superaquecimento do fluido na entrada do compressor e garantir que só será admitido vapor. E como consequência diminuir a temperatura do fluido de baixa no trocador intermediário de calor.

Figura 13 - Ciclo cascata com superaquecimento.

O mesmo padrão de comportamento, em relação ao desempenho dos fluidos refrigerantes, do ciclo anterior foi mantido, com a amônia sendo o fluido refrigerante que o obteve o melhor valor de COP. Os resultados para amônia são mostrados na tabela 7.

(39)

-24 0,8722 0,3606 0,3271 0,5958

-25 0,8783 0,3554 0,3375 0,6086

-26 0,8839 0,3503 0,3480 0,3172

-27 0,8892 0,3450 0,3588 0,6258

-28 0,8941 0,3398 0,3697 0,6344

-29 0,8986 0,3345 0,3809 0,6429

-30 0,9028 0,3292 0,3922 0,6513

-31 0,9066 0,3239 0,4038 0,6597

-32 0,9100 0,3185 0,4155 0,668

-33 0,9131 0,3131 0,4275 0,6762

Para o segundo ciclo, a amônia manteve o melhor desempenho para a temperatura de -33ºC, obtendo 0,9131 de COP, valor maior do que o primeiro ciclo.

Esse resultado se deve pelo fato de o compressor de baixa realizar menos trabalho para comprimir o R508b e o aumento do efeito frigorifico, causado pelo aumento da diferença de entalpia entre os pontos 1 e 6, resultando no fluxo de calor do evaporador de 0,6762. A potência mecânica requerida pelos compressores foi de 0,7406 kW, valor menor do que o ciclo anterior com amônia, sendo assim, este ciclo é mais econômico, em consumo de energia, do que o ciclo anterior.

A figura 14 mostra o diagrama “pressão x entalpia” para o ciclo 2 (figura 13) com o refrigerante R508b e na temperatura de condensação de -36ºC.

Figura 14- Diagrama P-h para o caso 2.

(40)

Portanto, as equações de balanço de energia para o segundo caso, foram determinadas a partir da temperatura de saturação da amônia de -33ºC no trocador de calor intermediário. Os resultados, são apresentados na tabela 8.

Tabela 8 - Balanços de energia para o caso2.

Compressor 1 𝑊̇ = 𝑚̇₁(ℎ₂− ℎ₃) -0,3131 kW Compressor 2 𝑊̇ = 𝑚̇₂(ℎ₇− ℎ₈) -0,4275 kW Evaporador 𝑄̇_𝐿 = 𝑚̇₁(ℎ₁− ℎ₆) 0,6762 kW Condensador 𝑄̇_𝐻= 𝑚̇₂(ℎ₉− ℎ₈) -1,4164 kW

Tubo Capilar 1 ℎ₅ = ℎ₆ 4,786 kJ/kg

Tubo Capilar 2 ℎ₉= ℎ₁₀ 336,8 kJ/kg

Pode-se observar que a potência do segundo compressor se manteve igual ao do caso anterior, isso se deu ao fato da amônia trabalhar sobre a mesma faixa de temperatura nos dois ciclos. Portanto, com a redução de trabalho do primeiro compressor, que comprimiu o R508b até uma temperatura mais baixa, e o aumento do efeito frigorifico, causado pelo aumento da diferença das entalpias (pontos 6 e 1), este ciclo conseguiu ser mais eficiente do ponto de vista do COP e na capacidade de remover calor do ambiente desejado.

Na tabela 9, podemos notar que este ciclo manteve o evaporador como o elemento de maior irreversibilidade, com um pequeno aumento em relação ao ciclo anterior. Porém todos os outros componentes reduziram a exergia destruída em relação ao ciclo 1.

Tabela 9 - Destruição de exergia dos componentes do caso 2.

Compressor 1 𝑋̇_{𝑐𝑜𝑚𝑝1} = 𝑚̇₁𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₃− 𝑠₂) 0,0761 kW Compressor 2 𝑋̇_{𝑐𝑜𝑚𝑝2}= 𝑚̇₂𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₈− 𝑠₇) 0,0641 kW

Evaporador

𝑋̇_{𝑒𝑣𝑎𝑝}= 𝑇_𝑎𝑚𝑏[𝑚̇₁(𝑠₁− 𝑠₆) +𝑄̇_𝐿

𝑇_𝐿] 2,1470 kW Condensador

𝑋̇_{𝑐𝑜𝑛𝑑} = 𝑇_𝑎𝑚𝑏[𝑚̇₂(𝑠₉− 𝑠₈) +𝑄̇_𝐻

𝑇_𝐻] 0,0675 kW Tubo Capilar 1 𝑋̇_𝑇𝐶1 = 𝑚̇₁𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₆− 𝑠₅) 0,0674 kW Tubo Capilar 2 𝑋̇_𝑇𝐶2= 𝑚̇₂𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₁₀− 𝑠₉) 0,0377 kW

(41)

A eficiência exergética do ciclo resultou em 49,09%. A soma das irreversibilidades do ciclo foi de 2,4589 KW, valor 0,6954 KW menor do que o ciclo 1.

4.3 CICLO CASCATA COM SUPERAQUECIMENTO E SUBRESFRIAMENTO

O terceiro ciclo estudado, é um ciclo cascata com a adição de um trocador de calor ligado as entradas do compressor e do tubo capilar e as saídas do evaporador e do trocador de calor intermediário (figura 15). Essa alteração visa, além de obter o superaquecimento do fluido R508b na entrada do compressor, conseguir fazer com que o mesmo fluido esteja no estado de líquido comprimido antes de ser expandido no tubo capilar, com o objeto de aumentar o efeito frigorífico, através do aumento da diferença das entalpias nos pontos 1 e 6.

Figura 15 - Ciclo cascata com superaquecimento e subresfriamento.

Em relação ao desempenho dos fluidos refrigerantes testados, a amônia, novamente, obteve o melhor resultado de COP à temperatura intermediária de -33ºC.

Os resultados são apresentados na tabela 10.

(42)

Tabela 10 - Resultados para o R717 caso 3.

-24 0,8330 0,3737 0,3275 0,5858

-25 0,8391 0,3707 0,3379 0,5946

-26 0,8448 0,3656 0,3484 0,6034

-27 0,8502 0,3605 0,3594 0,6120

-28 0,8552 0,3553 0,3704 0,6207

-29 0,8598 0,3502 0,3817 0,6292

-30 0,8641 0,3449 0,3931 0,6377

-31 0,8680 0,3397 0,4047 0,6462

-32 0,8716 0,3344 0,4166 0,6545

-33 0,8748 0,3291 0,4286 0,6629

Para este ciclo, foi proposto um superaquecimento de 5ºC no fluido R508b antes da admissão no compressor 1 (figura 15), obtido através do trocador de calor adicionado, provocando um subresfriamento de 2,4ºC antes do fluido ser admitido no tubo capilar 1. Mesmo com o aumento da variação de entalpia na entrada e saída do evaporador, não houve aumento do fluxo de calor, por conta da vazão mássica, do estágio de baixa potência, ter diminuído em relação ao primeiro caso, acarretando diminuição do COP.

A figura 16 mostra o diagrama “pressão x entalpia” para o caso 3 (figura 15) com o refrigerante R508b na temperatura de condensação de -33ºC.

Figura 16 - Diagrama P-h para o caso 3.

(43)

Seguindo o mesmo padrão dos casos anteriores, as equações do balanço de energia para cada componente, foram realizadas com valores para a amônia a -33ºC como temperatura de saturação no trocador de calor intermediário. Os resultados são apresentados na tabela 11.

Compressor 1 𝑊̇ = 𝑚̇₁(ℎ₂− ℎ₃) -03291 kW Compressor 2 𝑊̇ = 𝑚̇₂(ℎ₇− ℎ₈) -0,4286 kW Evaporador 𝑄̇_𝐿 = 𝑚̇₁(ℎ₁− ℎ₆) 0,6629 kW Condensador 𝑄̇_𝐻= 𝑚̇₂(ℎ₉− ℎ₈) -1,4203 kW

Tubo Capilar 1 ℎ₅ = ℎ₆ 5,569 kJ/Kg

Tubo Capilar 2 ℎ₉= ℎ₁₀ 336,8 kJ/Kg

O que cada componente destruiu de exergia é apresentado na tabela 12.

Mantendo o padrão dos ciclos anteriores, o evaporador o foi o componente que mais destruiu exergia, com o valor de 2,1491 kW.

Tabela 12 - Destruição de exergia de cada componente do caso 3.

Compressor 1 𝑋̇_{𝑐𝑜𝑚𝑝1} = 𝑚̇₁𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₃− 𝑠₂) 0,0783 kW Compressor 2 𝑋̇_{𝑐𝑜𝑚𝑝2}= 𝑚̇₂𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₈− 𝑠₇) 0,0643 kW

Evaporador

𝑋̇_{𝑒𝑣𝑎𝑝} = 𝑇_𝑎𝑚𝑏[𝑚̇₁(𝑠₁− 𝑠₄) +𝑄̇_𝐿

𝑇_𝐿] 2,1491 kW Condensador

𝑋̇_{𝑐𝑜𝑛𝑑} = 𝑇_𝑎𝑚𝑏[𝑚̇₂(𝑠₉− 𝑠₈) +𝑄̇_𝐻

𝑇_𝐻] 0,0677 kW Tubo Capilar 1 𝑋̇_𝑇𝐶1 = 𝑚̇₁𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₆− 𝑠₅) 0,0510 kW Tubo Capilar 2 𝑋̇_𝑇𝐶2= 𝑚̇₂𝑇_𝑎𝑚𝑏(𝑠₁₀− 𝑠₉) 0,0378 kW

Este ciclo apresentou redução de irreversibilidades em seus componentes, com exceção do evaporador, comparado ao primeiro caso. Apesar disso, apresentou eficiência exergética de 47,03%, o menor valor dos casos, por conta do aumento da irreversibilidade do evaporador. A soma das irreversibilidades é de 2,4482 kW.

(44)

4.4 CICLO CASCATA COM SUPERAQUECIMENTO E SUBRESFRIAMENTO ÚTEIS

Para este último caso, foi proposto repetir o ciclo do primeiro caso (figura 10), porém com a adição de um superaquecimento ainda no evaporador e subresfriamento no trocador de calor interno, para o estágio de baixa pressão. Esta proposta tem o objetivo de testar a amônia nessa situação, pois ela apresentou os menores valores de fluxo de calor no evaporador, comparado com os outros fluidos refrigerantes testados.

O resultado das simulações é apresentado na tabela 13, no mesmo intervalo de temperatura dos casos anteriores.

Temperatura (ºC) COP 𝑾̇_𝟏(𝑲𝑾) 𝑾̇_𝟐(𝑲𝑾) 𝑸̇_{𝒆𝒗𝒂𝒑}(𝑲𝑾)

-24 0,8587 0,3757 0,3362 0,6114

-25 0,8641 0,3707 0,3468 0,6200

-26 0,8691 0,3656 0,3577 0,6286

-27 0,8738 0,3605 0,3687 0,6371

-28 0,8781 0,3553 0,3799 0,6456

-29 0,8820 0,3502 0,3913 0,6540

-30 0,8856 0,3449 0,4029 0,6623

-31 0,8888 0,3397 0,4148 0,6706

-32 0,8917 0,3344 0,4268 0,6788

-33 0,8943 0,3291 0,4391 0,6870

Este caso apresentou o segundo melhor valor de COP, ficando abaixo do segundo ciclo (figura 13). Porém, apresentou melhores valores de fluxo de calor no evaporador, ou seja, aumentou o efeito frigorífico do ciclo, podendo ser mais vantajoso, dependendo da carga térmica requerida, além de ter menos componentes, facilitando seu arranjo. Porém, a potência mecânica requerida pelos compressores foi de 0,7682 kW, maior valor obtido para os ciclos testados com amônia.

A figura 17 mostra o diagrama “pressão x entalpia” para o caso 4 (figura 10) com o refrigerante R508b na temperatura de condensação de -33ºC.

(45)

Figura 17 - Diagrama P-h para o caso 4.

Os valores obtidos do balanço e de energia, são apresentados na tabela 14.

Compressor 1 𝑊̇ = 𝑚̇₁(ℎ₁− ℎ₂) -0,3291 kW Compressor 2 𝑊̇ = 𝑚̇₂(ℎ₅− ℎ₆) -0,4391 kW Evaporador 𝑄̇_𝐿 = 𝑚̇₁(ℎ₁− ℎ₄) 0,6870 kW Condensador 𝑄̇_𝐻= 𝑚̇₂(ℎ₇− ℎ₆) -1,4549 kW

Tubo Capilar 1 ℎ₄ = ℎ₃ 4,867 kJ/Kg

Tubo Capilar 2 ℎ₈ = ℎ₇ 336,8 kJ/Kg

Por conta do subresfriamento aumentar a distância de valores de entalpia na entrada e saída do evaporador, aumentaram as irreversibilidades deste componente, chegando ao valor de 2,1808 kW, o maior entre os casos testados.