AVALIAÇÃO EXPERIMENTAL DO DESEMPENHO TÉRMICO DE TROCADORES DE CALOR
TUBO CAPILAR-LINHA DE SUCÇÃO
Dissertação submetida ao Programa de Engenharia mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina para a obtenção do Grau de Mestre em Engenharia
Orientador: Prof. Cláudio Melo Ph.D
Florianópolis 2018
Ficha de identificação da obra elaborada pelo autor através do Programa de Geração Automática da Biblioteca Universitária
AVALIAÇÃO EXPERIMENTAL DO DESEMPENHO TÉRMICO DE TROCADORES DE CALOR
TUBO CAPILAR-LINHA DE SUCÇÃO
Esta dissertação foi julgada adequada para obtenção do Título de “Mestre em Engenharia Mecânica” e aprovada em sua forma final pelo
Curso de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina
Florianópolis, 04 de Abril de 2018.
________________________________________________ Prof. Cláudio Melo.Ph.D. - Orientador
________________________________________________ Prof. Jonny Carlos da Silva, Dr. Eng.- Coordenador do Curso Banca Examinadora:
________________________________________________ Prof. Cláudio Melo, Ph.D. – Presidente
(UFSC)
________________________________________________ Prof. Diogo Lôndero da Silva, Dr. Eng.
(UFSC)
________________________________________________ Prof. Christian Hermes, Dr. Eng.
(UFSC)
________________________________________________ Prof. Joaquim Manoel Gonçalves, Dr. Eng.
Aos meus queridos pais, Teresita e Mirley, pelo grande esforço e apoio. À Andrea, pelo carinho e paciência ao longo dos últimos anos.
Aos meus professores, em especial ao Prof. Cláudio Melo, pela orientação e postura durante a realização deste trabalho. Igualmente especial, aos Dr. Eng. Joaquim Manoel Gonçalves e Eng. Joel Boeng pela orientação e objetividade que tornaram possível a concretização deste trabalho. A Luís Torquato Vieira, Nara Santos e Rodolfo Espindola pela ajuda vencendo as burocracias;
Aos colegas do POLO Márcio Demétrio, pela ajuda nas simulações no começo do processo para a avaliação dos testes representativos, Diego Marchi, pela constante ajuda ao longo do trabalho experimental. Agradeço aos meus amigos Raul Puentes e Paula do Vale Pereira, pelas incontáveis horas de estudo e intermináveis discussões durante as disciplinas da pós-graduação;
Aos amigos de longa data, Diego Gutierrez, Jair Torres, Alejandra Godoy e Julian Barrera pela amizade e cumplicidade;
Aos engenheiros e professores Amir Oliveira, Márcia Mantelli, Clovis Maliska, Cesar Deschamps, Christian Hermes pelo intenso aprendizado durante as disciplinas da pós-graduação;
A todos os amigos do POLO, em especial a Vinicius Raulino Silva, pelo companheirismo, discussões e contribuições, ao longo do processo na construção da bancada. À Carla, Renata e Devora, que carregaram o laboratório de boa energia;
Aos alunos Luis Medeiros, pela competência na realização das medições dos diâmetros dos capilares;
À toda equipe do Laboratório de Aplicação do POLO: Seu Milton, João Siqueira, Lucas de Sousa, Bruno Vitorino, Jorge Lubas, Amarilho e Jean pelo constante apoio;
A minha companheira e cúmplice de viagem, Andrea Guerrero, por ter ajudado emocionalmente quando as forças faltaram;
À Universidade Federal de Santa Catarina, em especial ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, pela oportunidade de obtenção de uma formação gratuita e de qualidade;
Aos membros da banca examinadora, pela disposição em avaliar este trabalho;
Ao Conselho Nacional de Desenvolvimento Científico e Tecnológico - CNPq, à Fundação de Ensino e Engenharia de Santa Catarina - FEESC e à empresa Whirlpool Latin America pelo financiamento do projeto;
E a todos aqueles que, de alguma forma, ajudaram na concretização deste trabalho.
“- La ilusión no se come -dijo ella
- No se come, pero alimenta- replicó el coronel” (Gabriel Garcia Márques, 1961)
O presente trabalho está focado na área de refrigeração doméstica, especificamente no trocador de calor interno conformado pelo tubo capilar e a linha de sucção presentes no ciclo de operação. Visando analisar experimentalmente o desempenho térmico do trocador, conhecido como TC-TCLS, devido as vantagens que fornece ao sistema, o fluido refrigerante ambientalmente amigável com que opera, e a alta quantidade de configurações encontradas e pouca informação existente quando comparadas umas com outras. Nesses trocadores o tubo capilar pode ser fixado sobre a linha de sucção (lateral) ou inserido dentro dessa linha (concêntrico), dando origem a um tocador de calor do tipo contracorrente. Várias são as opções de projeto desse componente, com efeito sobre a efetividade e consequentemente sobre o desempenho térmico do sistema. Nesse contexto, torna-se necessário um estudo experimental sistemático entre as diversas configurações existentes, com o objetivo de encontrar uma correlação entre elas, foco maior desse trabalho. Para tanto, um aparato experimental foi projetado e construído, contemplando condições típicas de operação da refrigeração doméstica que opera com HC-600a como fluido refrigerante. Além do material e dos diâmetros do tubo capilar e da linha de sucção, foi variado também o tipo de acoplamento térmico utilizado nos trocadores de calor laterais. Os experimentos foram planejados em base estatística, com a temperatura de condensação variando entre 50°C e 35ºC, a de evaporação entre -10°C e -25ºC e o sub-resfriamento, na entrada do tubo capilar, entre 5°C e 10ºC. O grau de superaquecimento na entrada da linha de sucção, foi mantido constante em 10ºC. Observou-se que a bancada reproduz razoavelmente bem os dados reportados na literatura, com os desvios observados encontrando-se dentro da faixa de incerteza das medições realizadas. Além disso, observou-se que o material, tanto do tubo como do tubo capilar, não afeta significativamente a taxa de transferência de calor promovida pelo trocador de calor interno. Para uma mesma geometria o trocador lateral brasado apresentou uma taxa de transferência de calor 11% superior ao trocador de calor do tipo concêntrico e 24% superior ao lateral com fitas adesivas de alumínio.
Palavras-chave: Refrigerador, dispositivo de expansão, tubo capilar, trocador de calor.
The present work is focused on the domestic refrigeration area, specifically the internal heat exchanger conformed by the capillary tube and the suction line present in the operating cycle. Aiming to analyze experimentally the thermal performance of the exchanger, known as CTSL-HX, due to the advantages it provides to the system, the environmentally friendly refrigerant with which it operates, and the high amounts of configurations found and little existing information compared to each other. In these heat exchangers, the capillary tube can be fixed on the suction line (lateral) or inserted inside it (concentric), giving rise to a counter flow heat exchanger. There are several design options of this component, with effect on the effectiveness and consequently on the system’s thermal performance. In this context, a systematic experimental study among the several existing configurations is necessary, in order to find a correlation between them, which is the major focus of this work. To do so, an experimental apparatus was designed and built, including typical conditions of operation of the household refrigeration area and HC-600a refrigerant. Besides the material and the diameters of the capillary tube and the suction line, the type of fixation used in the lateral heat exchangers was also varied. The experiments were planned on a statistical basis, with the condensation temperature varying between 50°C and 35°C, evaporation temperature between -10°C and -25°C and subcooling degree at the capillary tube inlet between 5°C and 10°C. The superheating degree at the inlet of the suction line was kept constant at 10°C. It was observed that the bench reproduces reasonably well the data reported in the literature, with the observed deviations being within the range of uncertainty of the measurements. In addition, it has been observed that the material of both the suction line and the capillary tube does not significantly affect the heat transfer rate promoted by the internal heat exchanger. As expected, the brazed lateral type heat exchanger proved to be the most effective of all tested configurations. For the same geometry, the brazed lateral type heat exchanger presents a heat transfer rate 11% higher than the concentric type heat exchanger and 24% higher than the lateral type with aluminum adhesive strips.
Keywords: Refrigerator, expansion device, capillary tube, heat exchanger
LISTA DE FIGURAS
Figura 1 Ciclo básico de um sistema de refrigeração por compressão
mecânica de vapores... 28
Figura 2 Perfil de pressão dentro de um tubo capilar adiabático. ... 29
Figura 3 Ciclo de refrigeração com trocador de calor TCLS ... 30
Figura 4 Seção transversal das configurações mais usadas de TC-TCLS ... 32
Figura 5 Zona da efetividade de um trocador de calor com configuração contracorrente. ... 34
Figura 6 Esquema do trocador de calor interno: (a) concêntrico; ... 35
Figura 7 Esquema da bancada experimental utilizada por Pate (1982) 41 Figura 8 Esquema da bancada experimental utilizada por Peixoto (1994) ... 42
Figura 9 Esquema da bancada experimental utilizada por Dirik et al. (1994) ... 43
Figura 10 Esquema da bancada experimental utilizada por Bittle et al. (1994) ... 43
Figura 11 Aparato experimental desenvolvido por Gonçalves (1994), modificada e utilizada por Mendonça (1996) e Zangari (1998). ... 45
Figura 12 Esquema da bancada experimental utilizada por Bullard e Liu (1997) ... 46
Figura 13 Aparato experimental utilizado por Chen et al. ... 47
Figura 14 Seção transversal do trocador de calor utilizado por Chen et al. ... 47
Figura 15 Configuração helicoidal e reta, testada por Kaleem et al. (2009) ... 48
Figura 16 Vista geral do aparato experimental ... 55
Figura 17 Esquema do aparato experimental ... 56
Figura 18 Construção do evaporador sem fluido secundário. ... 58
Figura 19 Esquema da seção de testes ... 59
Figura 20 Vista transversal da seção de testes ... 59
Figura 21 Conexões de entrada e saída do trocador de calor TCLS .... 60
Figura 22 Conexão isolante Fonte: Zangari (1998) ... 60
Figura 23 Circuito térmico do TC-TCLS do tipo brazado ... 66
Figura 24 Circuito térmico do TC-TCLS de tipo concêntrico ... 67
Figura 25 Circuito térmico do TC-TCLS com fita ... 67
Figura 26 Raio de contato entre tubo capilar e linha de sucção ... 69
Figura 27 Pressão vs. indentação... 70
Figura 29 Perfil de temperatura resultante da simulação numérica para diferentes configurações de TC-TCLS... 73 Figura 30 Modelo Analítico vs. Simulação Numérica para o trocador de calor TCLS do tipo lateral com fita de alumínio ... 74 Figura 31 Taxa de transferência de calor e efetividade médias para diferentes configurações de trocadores de calor TCLS ... 76 Figura 32 Taxa de transferência de calor prevista vs. experimental para diferentes tipos de trocadores de calor TCLS ... 80 Figura 33 Efetividade prevista vs. experimental para diferentes tipos de trocadores de calor TCLS ... 80 Figura 34 Vazão mássica prevista vs. vazão mássica experimental para diferentes diâmetros internos de tubo capilar ... 81 Figura 35 Taxa de transferência de calor prevista vs. experimental para diferentes diâmetros internos de tubo capilar ... 82 Figura 36 Efetividade prevista vs. experimental para diferentes diâmetros internos do tubo capilar ... 83 Figura 37 Taxa de transferência de calor prevista vs. experimental para diferentes diâmetros de linha de sucção ... 85 Figura 38 Efetividade prevista vs. experimental para diferentes de diâmetros da linha de sucção ... 86 Figura 39 Taxa de transferência de calor prevista vs. experimental para diferentes comprimentos de troca de calor ... 87 Figura 40 Efetividade prevista vs. experimental para diferentes de comprimentos de troca de calor ... 88 Figura 41 Vazão mássica prevista vs. vazão mássica experimental para diferentes fitas de contato ... 90 Figura 42 Taxa de transferência de calor prevista vs. experimental para diferentes materiais da fita ... 91 Figura 43 Efetividade prevista vs. experimental para diferentes materiais da fita ... 92 Figura 44 Vazão mássica prevista vs. vazão mássica experimental para diferentes materiais do tubo capilar e da linha de sucção ... 94 Figura 45 Taxa de transferência de calor prevista vs. experimental para diferentes materiais do tubo capilar e da linha de sucção ... 95 Figura 46 Efetividade prevista vs. experimental para diferentes materiais do tubo capilar e da linha de sucção... 95 Figura 47 Vazão mássica calculada vs. vazão mássica experimental .. 97 Figura 48 Taxa de transferência de calor calculada vs. experimental ... 99 Figura 49 Efetividade calculada vs. experimental ... 100 Figura 50 Variação da relação α com a Cte no modelo ... 102 Figura 51 Pontos de operação dos trocadores de calor TCLS... 103
Figura 52 Comparação da efetividade térmica contra o modelo ... 103
Figura 53 Diagrama de comando ... 116
Figura 54 Diagrama de potência ... 117
Figura 55 Tomografia do capilar 17 ... 121
Figura 56 Vazão mássica calculada por correlação Hermes (2009) vs dados experimentais adiabáticos obtidos na bancada ... 127
Figura 57 Vazão mássica calculada por correlação Choi (2003) vs dados experimentais Melo (1999) e presente trabalho. ... 127
Figura 58 Vazão mássica obtida com correlação Melo (2002) vs Dados experimentais solda e concêntrico ... 129
Figura 59 Elementos utilizados para verificação experimental dos medidores de sub-resfriamento ... 131
Figura 60 Incremento da temperatura do banho no tempo. ... 132
Figura 61 Estabilização do banho em 25ºC ... 132
Figura 62 Calor trocado vs. Raio de isolamento ... 135
Figura 63 Isolamento em função do coeficiente convectivo ... 136
Figura 64 Efetividade calculada pelas temperaturas e através do balanço de energia ... 137
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 ODP e GWP Para diferentes refrigerantes. ... 26
Tabela 2 Variáveis independentes ... 61
Tabela 3 Geometria das amostras selecionadas ... 62
Tabela 4 Vaiáveis de sistema selecionados ... 63
Tabela 5 Variações geométricas de cada configuração avaliada ... 65
Tabela 6 Taxa de transferência de calor e efetividade médias das configurações testadas ... 75
Tabela 7 Valores de Rw ajustados para o menor erro cuadrático. ... 77
Tabela 8 Coeficientes da correlação para previsão da taxa de transferência de calor para diferentes configurações ... 78
Tabela 9 Coeficientes da correlação para previsão da efetividade para diferentes configurações ... 79
Tabela 10 Coeficientes da correlação para previsão da taxa de transferência de calor para diferentes diâmetros de tubo capilar ... 82
Tabela 11 Coeficientes da correlação para previsão da efetividade para diferentes diâmetros de tubo capilar ... 83
Tabela 12 Coeficientes da correlação para previsão da taxa de transferência de calor para diferentes diâmetros de linha de sucção ... 84
Tabela 13 Coeficientes da correlação para previsão da efetividade para diferentes diâmetros de linha de sucção ... 85
Tabela 14 Coeficientes da correlação para previsão da taxa de transferência de calor para diferentes comprimentos de troca de calor . 87 Tabela 15 Coeficientes da correlação para previsão da efetividade para diferentes comprimentos de troca de calor ... 88
Tabela 16 Coeficientes da correlação para previsão da vazão mássica para diferentes materiais da fita de contato ... 89
Tabela 17 Coeficientes da correlação para previsão da taxa de transferência de calor para diferentes materiais da fita ... 90
Tabela 18 Coeficientes da correlação para previsão da efetividade para diferentes materiais da fita ... 91
Tabela 23 Coeficientes da correlação para previsão da vazão mássica para diferentes materiais do tubo capilar e da linha de sucção ... 93
Tabela 24 Coeficientes da correlação para previsão da taxa de transferência de calor para diferentes materiais do tubo capilar e da linha de sucção ... 93
Tabela 25 Coeficientes da correlação para previsão da efetividade para diferentes materiais do tubo capilar e da linha de sucção ... 93
Tabela 22 Coeficientes da correlação para previsão da vazão mássica e efeitos dos fatores ... 96
Tabela 23 Coeficientes da correlação para previsão da taxa de
transferência de calor e efeitos dos fatores ... 98
Tabela 24 Coeficientes da correlação para previsão da efetividade e efeitos dos fatores ... 99
Tabela 29 Lista de equipamentos ... 113
Tabela 30 Incertezas de medição ... 119
Tabela 31 Incerteza combinada propagada ... 120
Tabela 32 Medições dos diâmetros capilares ... 123
Tabela 33 Caraterísticas geométricas dos experimentos adiabáticos para validação da bancada. ... 125
Tabela 34 Comparação vazão mássica obtida em Melo (1999) e o presente trabalho ... 125
Abreviaturas
CFC Clorofluorcarbono
GWP “Global Warming Potencial” HC Hidrocarbono
HCFC Hidroclorofluorocarbono HFC Hidroflurocarbono
NTU Número de Unidades Térmicas ODP “Ozone Depletion Potential” VCC “Variable Capacity Compressor” TC Trocador de Calor
TCLS Tubo Capilar-Linha de Sucção Variáveis
A Área de seção transversal do escoamento m2
a Velocidade de propagação do som ms-1
C Capacidade térmica W·ºC-1
c Calor especifico J·kg-1·ºC-1
Cr Relação entre as capacidades térmicas [-]
Dc Diâmetro interno do capilar m
Ds Diâmetro externo de sucção m
Dh Diâmetro hidráulico m
𝜀 Efetividade
f Fator atrito Darcy [-]
G Fluxo de massa por unidade de área da
seção transversal do escoamento kg·s -1·m-2
h Entalpia específica J·kg-1
h Coeficiente de transferência de calor por
convecção W·m
-2·ºC-1 k Coeficiente de transferência de calor por
condução W·m
-1·ºC-1 𝑘1 Fator adimensional utilizado por Yilmaz e Unal [-]
L Comprimento do tubo capilar m
Le Comprimento de entrada adiabática m
Lhx Comprimento da linha de sucção com troca
de calor m
Nu Número de Nusselt [-]
P Pressão absoluta do escoamento bar
Pr Número de Prandtl [-]
q̇ Taxa de transferência de calor W
Re Número de Reynolds [-]
RT Resistencia térmica ºC·W-1
Rw Resistencia térmica de contato ºC·W-1
s Entropia específica J·kg-1º·C-1
t Temperatura do escoamento ºC
U Coeficiente global de transferência de calor W·m-2·ºC-1 UA Produto entre o coeficiente global de
transferência de calor e a área de troca W·ºC -1
UA’ Produto entre o coeficiente global de transferência de calor e a área de troca por unidade de comprimento
W·m-1·ºC-1
V Velocidade média do escoamento m·s-1
v Volume específico m3·kg-1
x Título de vapor [-]
1 INTRODUÇÃO ... 25 1.1CONTEXTO MUNDIAL ... 25 1.1.1Ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor 27 1.2TUBO CAPILAR ... 28 1.2.1Tubos capilares adiabáticos ... 28 1.2.2Tubos capilares não adiabáticos ... 30 1.3TROCADOR DE CALOR INTERNO ... 30 1.3.1Transferência de calor no trocador de calor TCLS ... 35 1.4OBJETIVOS ... 36 2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ... 39 2.1TRABALHOS EXPERIMENTAIS NÃO ADIABÁTICOS: ... 39 2.2TRABALHOS EXPERIMENTAIS ADIABÁTICOS... 49 2.2.1Trabalhos experimentais adiabáticos com R-600a: ... 49 2.2.2Trabalhos com outros refrigerantes ... 49 2.3TRABALHOS ANALÍTICOS E DE SIMULAÇÃO EM TUBOS
CAPILARES ... 50 3 TRABALHO EXPERIMENTAL ... 55 3.1INTRODUÇÃO ... 55 3.2SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO ... 56 3.3SEÇÃO DE TESTES ... 58 3.4AMOSTRAS E METODOLOGIA DE TESTES ... 61 3.4.1Variáveis Geométricas ... 61 3.4.2Variáveis de Sistema ... 62 4 MODELAGEM MATEMÁTICA ... 65 4.1MODELO ANALÍTICO ... 66 4.2SIMULAÇÃO NUMÉRICA ... 72 5 RESULTADOS EXPERIMENTAIS ... 75 5.1EFEITO DA CONFIGURAÇÃO ... 78 5.2EFEITO DO DIÂMETRO INTERNO DO TUBO CAPILAR... 81
5.3EFEITO DO DIÂMETRO DA LINHA DE SUCÇÃO ... 84 5.4EFEITO DO COMPRIMENTO DE TROCA DE CALOR ... 86 5.5EFEITO DO MATERIAL DA FITA ... 89 5.6EFEITO DO MATERIAL DO TUBO CAPILAR ... 92 5.7CORRELAÇÕES EMPÍRICAS ... 96 5.7.1Vazão mássica ... 96 5.7.2Taxa de transferência de calor... 97 5.7.3Efetividade do trocador de calor TCLS ... 99 5.8ANALISE DA RAZÃO DE EFETIVIDADE ... 101 6 CONSIDERAÇÕES FINAIS ... 105
REFERÊNCIAS... 109 APÊNDICE A – LISTA DE EQUIPAMENTOS UTILIZADOS 113 APÊNDICE B– SISTEMA ELÉTRICO, SISTEMA DE CONTROLE E SISTEMA DE MEDIÇÃO DA BANCADA EXPERIMENTAL... 115 APÊNDICE C – ESTIMATIVA DAS INCERTEZAS DE MEDIÇÃO DAS VARIÁVEIS OPERACIONAIS E CURVAS DE CALIBRAÇÃO ... 119 APÊNDICE D – CARACTERIZAÇÃO GEOMÉTRICA DOS TUBOS CAPILARES ... 121 APENDICE E – VALIDAÇÃO DA BANCADA ADIABÁTICA ... 125 APENDICE F VALIDAÇÃO DE DADOS DIABÁTICOS ... 129 APÊNDICE G – VERIFICAÇÃO DA MEDIÇÃO DO SUBRESFRIAMENTO ... 131 APENDICE H – ANALISE DO ISOLAMENTO DA BANCADA TUBO CAPILAR-LINHA DE SUCÇÃO. ... 135 APÊNDICE I – COMPARATIVO DE EFETIVIDADE TÉRMICA E EFETIVIDADE EXPERIMENTAL ... 137
1 INTRODUÇÃO
O objetivo da refrigeração é alcançar uma temperatura abaixo da temperatura ambiente e mantê-la. Isso é possível diminuindo a energia térmica dos corpos ou espaços, obtendo assim a redução da temperatura. No caso dos refrigeradores domésticos é utilizado o ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapores para promover a troca de energia. Dentro do refrigerador, a energia térmica do espaço refrigerado é transferida a um fluido chamado de refrigerante, que está em uma temperatura abaixo do ambiente. O fluido refrigerante transporta o calor absorvido até o condensador, onde a energia é transferida para o ambiente externo, permitindo que o refrigerante adquira novamente a capacidade de tirar energia dos alimentos.
1.1 CONTEXTO MUNDIAL
A crescente preocupação pelo consumo de energia tem sido o ponto de partida de muitos estudos no mundo, os quais procuram melhorar os processos de transformação da energia. A oferta de energia dificilmente consegue superar a demanda global, e as cifras de consumo continuam crescendo. Nesse contexto, sabe-se que quase 30% do consumo elétrico mundial é associado ao setor residencial, e no Brasil, 33% do consumo residencial de energia é associado aos refrigeradores domésticos (Ghisi; Gosch e Lamberts, 2007).
Contudo, o consumo de energia não tem sido o único fator que impulsiona estudos na refrigeração, tendo em vista que esta é uma área que tem passado por diversas mudanças recentemente. Para se ter ideia das mudanças na refrigeração doméstica, basta analisar um pouco do começo de sua história. No início, o homem conseguia a diminuição da temperatura dos alimentos por meio do gelo extraído das montanhas e rios gelados, privilégio limitado a poucos indivíduos da população. Foi só no ano de 1834 que Jacob Perkins patenteou o primeiro protótipo de um ciclo fechado que trabalhava com éter e que conseguia produzir gelo. Depois disso, foi apenas em 1850 que James Harrison se consagrou como o primeiro a construir o equipamento de refrigeração mecânica por compressão de vapores.
De fato, a refrigeração por compressão mecânica de vapor transformou a maneira de obter frio. Novos refrigerantes como amônia, dióxido de enxofre e cloreto de metila foram utilizados tentando levar o processo de refrigeração ao setor residencial. No entanto, todos estes fluidos eram tóxicos, e a baixa aceitação popular prejudicou o mercado
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dos refrigeradores domésticos, obrigando os fabricantes de refrigeradores a procurarem uma solução.
No final dos anos 1920, Thomas Midgley liderou a busca por um fluido refrigerante que não fosse tóxico e nem inflamável, encontrando um grupo de refrigerantes chamados de Clorofluorcarbonetos (CFCs) como o CFC-12 ou CFC-11. Mais tarde, na década de 70, foi comprovado que tais gases, largamente utilizados na indústria, afetavam significativamente a camada de ozônio.
Com o Protocolo de Montreal, o mundo abriu caminho à regulação da produção e do consumo de sustâncias que se demonstraram nocivas à camada de ozônio, visando diminuir a concentração de CFCs na atmosfera. Assim, com o intuito de diminuir o impacto na camada de ozônio, novas famílias de gases refrigerantes passaram a ser utilizadas na indústria, como por exemplo o Clorohidrofluorcarboneto (HCFC) e o Hidrofluorcarboneto (HFC). Porém, mais tarde, tais fluidos foram novamente expostos como prejudiciais pela comunidade científica, pois auxiliam no avanço do aquecimento global como gases de efeito estufa. A Tabela 1 compara o potencial de destruição de ozônio (ODP) e o potencial de aquecimento global (GWP) dos diferentes refrigerantes mencionados.
Tabela 1 ODP e GWP Para diferentes refrigerantes. Refrigerante ODP GWP100 CFC-12 0,86 8500 HCFC-22 0,05 1350 HFC–134a 0,00 1300 HC-600a 0,00 3,00 Fonte: Arora, 2010
Durante a reunião de seguimento ao Protocolo de Montreal feita em outubro de 2016 em Kigali (Ruanda), foi elaborada uma emenda ao Protocolo em que mais de 170 países concordaram em diminuir a produção e o consumo de HFC, cabendo aos países desenvolvidos a tarefa de reduzir 10% antes de 2019, em relação aos níveis de 2011 a 2013, e 85% antes de 2036. No caso do Brasil, a transição deve começar em 2024, devendo alcançar uma redução de 10% em relação aos níveis de 2020-2022 até 2029 e de 80% até 2045.
Diante do exposto, a procura por novos refrigerantes com baixo potencial de degradação da camada de ozônio e aquecimento global é constante. Recentemente, o setor da refrigeração doméstica tem seu foco no isobutano, conhecido como HC-600a, o qual é um hidrocarboneto que em condições ambientes é incolor, pouco inflamável e não tóxico. Tal fluido já havia sido utilizado na década de 30 por aproximadamente 20% dos fabricantes refrigeradores americanos. No entanto, seu uso foi interrompido devido à alta massa de refrigerante exigida na época, sendo que este fator é um agravante no tocante da flamabilidade. Através das mais recentes otimizações do ciclo termodinâmico, da melhoria nos compressores herméticos e da redução do volume interno dos trocadores de calor, foi possível reduzir a quantidade de refrigerante em níveis que circundam a faixa de 40 a 70 gramas por refrigerador, reduzindo assim o risco de flamabilidade.
Posto isso, o presente trabalho visa avaliar o desempenho térmico de vários trocadores internos num ciclo de refrigeração que opera com HC-600a. Os objetivos específicos serão descritos no final do presente capítulo.
1.1.1Ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor Os refrigeradores domésticos atuais, na sua maioria, funcionam a partir de um ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor. A forma mais básica deste ciclo é apresentada na Figura 1. Tal ciclo é constituído por um evaporador, um compressor, um condensador e um dispositivo de expansão, tendo como substância de trabalho um fluido refrigerante.
Em um ciclo ideal, o evaporador transfere o calor do ambiente refrigerado ao fluido refrigerante que está em uma temperatura menor, aumentando a fração de vapor do refrigerante até chegar ao ponto de vapor saturado (Ponto 1). O refrigerante passa então pelo compressor, que eleva a pressão e a temperatura do fluido até superaquecê-lo (Ponto 2). No condensador, o refrigerante transfere calor ao ambiente, o que provoca uma mudança de fase (condensação), deixando o mesmo no estado de líquido saturado (Ponto 3). No dispositivo de expansão, o fluido refrigerante é expandido até a pressão de evaporação, diminuindo a temperatura do fluido refrigerante que entra no evaporador (Ponto 4), promovendo a capacidade ao sistema de absorver calor do meio refrigerado.
28 Condensador Evaporador Dispositivo de expansão Compressor 2 1 4 3
Figura 1 Ciclo básico de um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapores.
1.2 TUBO CAPILAR
Os tubos capilares têm sido amplamente empregados como dispositivos de expansão na área de refrigeração doméstica. São tubos com diâmetro reduzido e elevado comprimento que restringem a passagem do fluido refrigerante, possibilitando a queda da pressão no sistema. A escolha pela utilização dos mesmos é dada pelo seu baixo custo de fabricação e simplicidade de instalação, pois não têm partes móveis e não requerem manutenção. Por outro lado, uma vez que a restrição imposta pelo tubo capilar é constante, este não permite operar em condições otimizadas quando o sistema passa por excitações desproporcionais de carga térmica, como em aberturas constantes de portas ou condições de abaixamento de temperatura (pull-down). Dessa forma, os tubos capilares não são recomendados para utilização em sistemas onde as condições de operação podem variar significativamente. 1.2.1 Tubos capilares adiabáticos
Os tubos capilares definidos como adiabáticos são aqueles que não têm interação térmica com a linha de sucção, independente da ocorrência de troca de calor com o ambiente externo em qualquer seção do tubo. A Figura 2 mostra o processo de expansão do fluido refrigerante dentro de um tubo capilar reto e adiabático, com fluido refrigerante sub-resfriado na entrada deste. O diagrama mostra três regiões distintas ao longo do tubo capilar: (i) a região líquida, (ii) a região de escoamento metaestável e (iii) a região de equilíbrio termodinâmico.
O processo de expansão no dispositivo de restrição de um sistema de refrigeração é responsável pelo abaixamento da temperatura do fluido refrigerante, que, por sua vez, absorve calor do ambiente a ser refrigerado. Segundo Zangari (1998), o calor necessário ao processo de mudança de
fase é fornecido pelo próprio fluido refrigerante, ocasionando assim, um escoamento evaporativo com resfriamento.
O processo de expansão ao longo do tubo capilar começa com a região líquida, onde o fluido refrigerante ingressa como líquido sub-resfriado. A pressão na entrada do tubo é levemente menor à pressão de condensação, devido à contração da seção de escoamento (Ponto 1). Entre o Ponto 1 e o Ponto S, existe uma relação linear entre o comprimento e a queda da pressão, que é consequência do atrito entre as paredes e o fluido refrigerante. O escoamento denominado metaestável se inicia no Ponto S, onde a pressão do fluido refrigerante atinge a pressão de saturação, mas o fluido não experimenta a mudança de fase. Neste ponto a vaporização não acontece, resultando num líquido superaquecido. A mudança de fase começa quando o fluido alcança o ponto V, chamado de “flash point”.
Figura 2 Perfil de pressão dentro de um tubo capilar adiabático.
Fonte: Boabaid,1996
A região de equilíbrio térmico começa quando o fluido alcança o ponto E. A partir deste ponto, o escoamento é bifásico e a relação entre o comprimento do tubo e a queda de pressão é exponencial. Tal comportamento é atribuído ao atrito e à aceleração do fluido como consequência da evaporação, o que permite alcançar velocidades sônicas
30
na saída do capilar. No final do tubo capilar a pressão crítica do escoamento pode ser alcançada, caracterizando a ocorrência de escoamento blocado. Isso provoca uma perda de pressão localizada devido à expansão abrupta do escoamento e às ondas de expansão, responsáveis pela redução da pressão do fluido até a pressão de evaporação (Ibid, 1998). Abaixo da pressão crítica, qualquer variação na pressão de evaporação não altera a vazão mássica imposta pelo tubo capilar (Peixoto e Bullard, 1994b).
1.2.2 Tubos capilares não adiabáticos
Os tubos capilares não adiabáticos, também chamados de diabáticos, são aqueles que têm interação térmica com a linha de sucção, formando um trocador de calor tubo capilar-linha de sucção, também chamado de trocador de calor interno, foco deste estudo.
1.3 TROCADOR DE CALOR INTERNO
Os refrigeradores domésticos atuais, na sua maioria, funcionam a partir de um ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor com trocador de calor tubo capilar-linha de sucção (TC – TCLS). A interação térmica entre o tubo capilar e a linha de sucção possibilita a transferência de calor entre ambas linhas. A Figura 3a mostra um esquema do ciclo de refrigeração com este tipo de trocador de calor e a Figura 3b o diagrama pressão-entalpia do respectivo ciclo.
Condensador
Evaporador Tubo
Capilar Linha deSucção
Compressor 1a 2 3 4a 1 a) Esquema b) Diagrama P-h
O trocador de calor interno utiliza a diferença de temperatura entre a condensação e a evaporação, transferindo energia da saída do condensador (Ponto 3) à saída do evaporador (Ponto 1). Desse modo, o fluido refrigerante é superaquecido antes da entrada no compressor (Ponto 1a) gerando um sub-resfriamento ao longo do tubo capilar (Ponto 4a). O sub-resfriamento é obtido pela redução da temperatura do fluido abaixo da temperatura de líquido saturado, à pressão constante. Tal processo é representado entre os pontos 4 e 4a, da Figura 3b. Num ciclo de refrigeração padrão, com um dispositivo de expansão ideal, o ponto 3 corresponderia com o ponto 4. Como consequência do sub-resfriamento, após o fluido refrigerante passar pelo dispositivo de expansão, há uma redução do título na entrada do evaporador e um consequente aumento do efeito refrigerante específico, passando do ponto 4 até o 4a. A Figura 3b indica o superaquecimento do fluido quando passa do estado saturado no ponto 1 ao estado superaquecido, no ponto 1a.
Desta forma, pode-se dizer que o trocador de calor tem duas finalidades principais, a primeira, diminuir o título do fluido refrigerante na entrada do evaporador e, por conseguinte, aumentar a capacidade de refrigeração, e a segunda, aumentar a temperatura do fluido na saída da linha de sucção, garantindo o superaquecimento do refrigerante na entrada do compressor.
Segundo Domanski et al. (1992), o sub-resfriamento do fluido refrigerante a alta temperatura provocado pelo superaquecimento do vapor na linha de sucção, obtém como resposta um aumento do efeito refrigerante específico às custas de um pequeno incremento do trabalho de compressão.
Tal efeito, causado pela presença do trocador de calor interno, tende a aumentar o coeficiente de desempenho (COP) do sistema, que é definido pela Eq. (1), em que o numerador representa a capacidade de refrigeração do sistema e o denominador representa o trabalho realizado pelo compressor. 𝐶𝑂𝑃 = 𝑄𝑒𝑣𝑎 𝑊𝑐𝑜𝑚𝑝 = ṁ(ℎ1− ℎ4𝑎) ṁ(ℎ2𝑎− ℎ1𝑎) = ℎ1− ℎ4𝑎 ℎ2𝑎− ℎ1𝑎 (1)
Embora a utilização do trocador de calor interno sempre resulte em um aumento no efeito refrigerante específico, o aumento do coeficiente de performance depende fortemente do fluido refrigerante utilizado, como demostrado por Domanski et al. (1992). Para alguns fluidos, o aumento do superaquecimento causa uma significativa diminuição no
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efeito refrigerante volumétrico, exigindo a utilização de compressores com maior deslocamento volumétrico. Tal mudança pode causar um incremento no trabalho de compressão que não compensa o aumento da capacidade de refrigeração. O fluido refrigerante HC-600a (isobutano), largamente utilizado nos sistemas de refrigeração domésticos atuais, possui alta potencialidade de ganhos quando o trocador de calor interno é utilizado.
A interação térmica entre o tubo capilar e a linha de sucção, que forma o trocador de calor interno, pode ser formada por diferentes configurações. A Figura 4 apresenta a seção transversal das configurações mais utilizadas na área de refrigeração e condicionamento de ar, sendo estas: (i) trocador de calor TCLS do tipo lateral brasado (Figura 4a); (ii) do tipo concêntrico (Figura 4b) e (iii) do tipo lateral com fita adesiva (Figura 4c). Diferentes materiais de fita adesiva também podem ser utilizados. Em todas as configurações, pode-se variar as dimensões e o material de ambos os tubos.
a) Lateral brasado b) Concêntrica c) Lateral – Fita
Figura 4 Seção transversal das configurações mais usadas de TC-TCLS
A efetividade (𝜀) de um trocador de calor pode ser definida como a razão entre a taxa de transferência de calor efetivamente trocada e a taxa máxima de transferência de calor. Dessa forma, a efetividade de um trocador de calor interno pode ser definida pela Eq. (2):
𝜀= (𝑚𝑐𝑝)𝑉𝑎𝑝(𝑇𝐿𝑆,𝑂𝑢𝑡− 𝑇𝐿𝑆,𝐼𝑛) (𝑚𝑐𝑝)𝑚𝑖𝑛(𝑇𝑇𝐶,𝐼𝑛− 𝑇𝐿𝑆,𝐼𝑛) =𝑇𝐿𝑆,𝑂𝑢𝑡− 𝑇𝐿𝑆,𝐼𝑛 𝑇𝑇𝐶,𝐼𝑛− 𝑇𝐿𝑆,𝐼𝑛 (2)
Em que o produto ṁ𝑐𝑝,𝑚𝑖𝑛 é a taxa de capacidade térmica que é igual a taxa de capacidade térmica do vapor (ṁ𝑐𝑝,𝑣𝑎𝑝). 𝑇𝐿𝑆,𝐼𝑛e 𝑇𝐿𝑆,𝑂𝑢𝑡 representam as temperaturas do fluido na entrada e saída da linha de sucção do trocador de calor. A temperatura de entrada do tubo capilar é representada por 𝑇𝑇𝐶,𝐼𝑛. Na Eq. (2), o numerador representa a transferência de calor na linha de sucção e o denominador representa a máxima troca de calor possível. Considerando que as taxas de capacidade térmica são iguais no numerador e denominador, a efetividade do trocador de calor pode ser estimada somente com base nas temperaturas. A equação anterior é uma aproximação termodinâmica da efetividade do trocador de calor.
Um outro método para o cálculo da efetividade do trocador de calor é o método NUT (Número de Unidades de Transferência). O NUT é um parâmetro adimensional que é amplamente utilizado para a análise do trocador de calor e é definido como:
𝑁𝑈𝑇 = 𝑈𝐴 𝐶𝑚𝑖𝑛
(3)
em que 𝐶𝑚𝑖𝑛 é a mínima taxa de capacidade de calor e 𝑈𝐴 é o coeficiente global de transferência de calor do trocador.
Para qualquer trocador de calor, Kays e London (1984) mostraram que a efetividade é função do Número de Unidades de Transferência, das taxas de capacidade de calor e da configuração do trocador. A Eq. (4) é utilizada para o cálculo da efetividade em trocadores de calor contracorrente.
𝜀 = 1 − exp[−𝑁𝑇𝑈(1 − 𝐶𝑟)]
1 − 𝐶𝑟exp[−𝑁𝑇𝑈(1 − 𝐶𝑟)]
(4)
Em que 𝐶𝑟 é a razão entre as taxas de transferência máxima e mínima entre duas correntes, quente e fria. (𝐶𝑟= 𝐶𝑚𝑖𝑛/𝐶𝑚á𝑥)
Para valores de 𝐶𝑟= 1, a capacidade térmica dos fluidos é igual, apresentando ambos fluidos a mesma variação de temperatura, desta forma a Eq. (4) toma a seguinte forma.
𝜀 = 𝑁𝑇𝑈
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O valor de 𝐶𝑟= 0, é considerado nos casos onde a diferença de capacidade térmica dos fluidos é muito grande. Os exemplos mais próximos deste caso são os condensadores e evaporadores, onde o fluido que está em processo de mudança de fase tem uma capacidade térmica alta, e consegue manter constante sua temperatura, alterando somente a temperatura do fluido com menor capacidade térmica. Neste caso a Eq. (4) toma a seguinte forma:
𝜀 = 1 − exp(−𝑁𝑇𝑈) (6)
Em razão da mudança de fase do fluido ao longo do tubo capilar, a condição de 𝐶𝑟= 1 não deveria ser utilizada para este tipo de análise, pois esta condição supõe que a variação da temperatura do fluido quente e frio é a mesma, e no caso do fluido que escoa no capilar (frio), este utiliza parte de sua energia interna para mudar de fase e não para aumentar a temperatura. Ainda assim, vários autores estimam que os erros causados podem ser negligenciados, pois não comprometem significativamente os resultados. Portanto, a efetividade do trocador de calor TCLS deve estar localizada entre as duas curvas, mostradas na Figura 5.
Figura 5 Zona da efetividade de um trocador de calor com configuração contracorrente. 0.50 0.60 0.70 0.80 0.90 1.00 1.10 1 2 3 4 5 6 Ef etiv id ad ad e NTU Cr = 1 Cr = 0
1.3.1 Transferência de calor no trocador de calor TCLS
Em geral, o trocador de calor TCLS é formado por apenas um segmento do capilar e da linha de sucção. O contato entre ambas linhas tem seu início após um determinado comprimento do tubo capilar, denominado comprimento de entrada. Este, por sua vez, geralmente troca calor com o ambiente externo. O segmento de interação entre o tubo capilar e a linha de sucção é chamado de comprimento de troca de calor. A Figura 6 mostra um esquema da geometria de um trocador de calor TCLS típico. Nos ensaios experimentais do presente trabalho, o comprimento de entrada foi considerado adiabático. Segundo Mendonça (1996), quando a vaporização ocorre ainda no comprimento de entrada, o fluido pode ser re-condensado de forma parcial ou total no comprimento de troca de calor. Dessa maneira quando a re-condensação é total, ocorrem dois pontos de vaporização, sendo o segundo ponto após o trocador de calor TCLS. Ou seja, a posição do trocador de calor tem efeito sobre a condição do refrigerante na saída do tubo capilar e, consequentemente, sobre a vazão mássica, o que leva também a ter efeito no desempenho do sistema de refrigeração.
Figura 6 Esquema do trocador de calor interno: (a) concêntrico; (b) lateral (Adaptado de Hermes et al., 2008b)
O comprimento do tubo capilar e a posição do trocador de calor não são as únicas variáveis que afetam a troca de calor. Existem variáveis operacionais e dimensionais que podem afetar a transferência entre o tubo capilar e a linha de sucção. Algumas destas variáveis foram descritas por Bittle (1994), Mendonça (1996) e Zangari (1998), sendo estas:
• Temperatura de condensação (Pressão de condensação); • Temperatura de evaporação (Pressão de evaporação);
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• Temperatura da entrada da linha sucção – grau de superaquecimento
• Diâmetro interno do tubo capilar • Comprimento do tubo capilar • Comprimento de entrada adiabático • Comprimento de troca de calor • Diâmetro interno da linha de sucção • Vazão mássica
• Concentração de óleo
Devido à alta quantidade de variáveis que afetam a transferência de calor em um trocador de calor TCLS, faz-se necessário investigar o efeito que cada uma destas variáveis têm sobre a transferência de calor. Além das variáveis supracitadas, o tipo de interação (concêntrico, lateral brasado, lateral com fita, etc) do trocador de calor e os materiais de ambas as linhas também podem afetar a taxa de transferência de calor e, consequentemente, o desempenho do sistema. Pode-se afirmar então que o adequado dimensionamento das variáveis geométricas e a escolha do tipo de interação entre as linhas pode maximizar a efetividade do trocador de calor interno e minimizar o custo. Neste contexto, o presente trabalho tem o objetivo de investigar o efeito de variáveis geométricas e tipos de configurações de trocadores de calor TCLS sobre a transferência de calor, sob condições típicas de operação.
1.4 OBJETIVOS
Os refrigeradores domésticos atuais, na sua maioria, funcionam a partir de um ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor com emprego do trocador de calor tubo capilar-linha de sucção (TC – TCLS) para aumento da eficiência do sistema. Até então, dentre os tipos de TC-TCLS mais utilizados pela indústria, destacavam-se o tipo concêntrico e o tipo lateral brasado. Na última década, novas configurações de interação entre o tubo capilar e a linha de sucção foram introduzidas, motivado principalmente pela redução de custo de fabricação. Dentre as novas configurações, destacam-se os tipos laterais com fita, em que ambas linhas são unidas por uma fita adesiva de alumínio, plástico ou qualquer outro material que garanta a união entre os tubos. O objetivo principal do presente trabalho é avaliar experimentalmente a efetividade de diferentes configurações de trocadores de calor TCLS e identificar e caracterizar os efeitos das variáveis geométricas e de sistema mais significativas no
processo de transferência de calor. Neste contexto, os objetivos específicos do trabalho são:
1. Projetar e construir uma bancada experimental que opere com HC-600a capaz de controlar as condições de operação nas entradas do trocador de calor TCLS;
2. Avaliar experimentalmente a taxa de transferência de calor e a efetividade das diferentes configurações de trocadores de calor TCLS em função de parâmetros geométricos e operacionais; 3. Levantar uma correlação empírica para a efetividade de
trocadores de calor TCLS em função da configuração e das variáveis geométricas e operacionais do sistema;
4. Desenvolver um modelo matemático que permita prever a resistência térmica de contato dos diferentes trocadores de calor TCLS em função das variáveis que influenciam no processo, correlacionando os resultados com a correlação empírica levantada;
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
Apesar da simplicidade geométrica dos trocadores de calor TCLS, o escoamento de fluido refrigerante dentro do tubo capilar e, consequentemente, a transferência de calor no trocador de calor, são fenômenos bastante complexos. Por esse motivo, os estudos que tratam do comportamento do escoamento de fluido refrigerante em tubos capilares datam desde os anos 40. Portanto, a literatura é vasta em pesquisas dirigidas aos estudos experimentais ou numéricos relacionados ao dimensionamento geométrico ou análise do processo de expansão em tubos capilares adiabáticos e não-adiabáticos.
2.1 TRABALHOS EXPERIMENTAIS NÃO ADIABÁTICOS:
Swart (1946) foi um dos pioneiros nos estudos experimentais com tubos capilares e trocadores de calor interno. O autor realizou uma análise termodinâmica do escoamento de fluido refrigerante através de tubos capilares não-adiabáticos, sugerindo mudanças no processo de fabricação e propondo modificações no sistema de refrigeração para aplicação bem-sucedida dos trocadores. Ele foi o primeiro pesquisador a divulgar os perfis de pressão ao longo de tubos capilares, usando o CFC-12 como fluido de trabalho. Além disso, provou a possibilidade de aumento da capacidade de refrigeração do sistema quando um trocador de calor TCLS é empregado. Porém, o autor não apresenta com clareza as condições experimentais dos testes. Anos mais tarde, Domanski (1992) demonstrou que o incremento da capacidade de refrigeração depende do fluido de trabalho.
Similarmente ao seu sucessor, Staebler (1948) focou seu estudo no escoamento através de tubos capilares e fez uma análise simplificada da utilização de trocadores de calor interno. Através de análises empíricas, o autor elaborou diagramas para seleção de tubos capilares, associando a capacidade de bombeamento do compressor com a resistência imposta pelo tubo capilar. O autor afirmou ainda que a capacidade de refrigeração do sistema pode aumentar aproximadamente 35% quando o tubo capilar é brasado na linha de sucção, recomendando um comprimento mínimo de troca de calor de 1,22m.
Por sua vez, Bolstad e Jordan (1949) realizarem um trabalho um pouco mais consistente quando comparado com seus antecessores. Os autores apresentaram com maior detalhe as condições experimentais do escoamento de fluido refrigerante ao longo de tubos capilares não-adiabáticos, obtendo resultados de vazão mássica em função do diâmetro interno do tubo capilar, das pressões de entrada e do comprimento do tubo
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capilar, mantendo fixo o comprimento de troca de calor. Porém, os parâmetros mais relevantes para a troca de calor não foram abordados adequadamente, impossibilitando o uso destes dados em uma eventual validação de qualquer modelo numérico.
No final da década de 60, Christenson e Jorgensen (1967) investigaram trocadores de calor TCLS em que utilizaram uma solução de salmoura no contato entre o tubo capilar e a linha de sucção, a fim de compara com a união feita pelo processo de brasagem. Neste estudo, a única variável geométrica independente foi o comprimento de entrada adiabático. O comprimento do trocador de calor foi mantido fixo (1m), assim como os diâmetros interno do tubo capilar e da linha de sucção. Os experimentos foram conduzidos variando as pressões de evaporação e condensação. Os autores mostraram que a pressão de evaporação tem uma influência pequena na vazão mássica, diferentemente da pressão de condensação. Os autores também reportaram um acréscimo da vazão mássica quando o sistema opera com trocador de calor interno.
Mais recentemente, Pate (1982) investigou o escoamento de fluido refrigerante ao longo de tubos capilares adiabáticos e não-adiabáticos, com trocadores de calor TCLS do tipo concêntrico e lateral brasado. O aparato experimental empregado foi do tipo “blow down”. Segundo o autor, este tipo de sistema tem uma maior facilidade de controle quando comparado com um ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapores. A Figura 7 mostra o aparato projetado e construído. Este é composto por 4 circuitos que utilizam diferentes fluidos. No circuito do refrigerante, o fluido é armazenado em um reservatório a alta pressão e escoa através do tubo capilar par um reservatório de baixa pressão. O fluido é então condensado e mantido no reservatório de baixa pressão, sendo posteriormente bombeado para o reservatório de alta. A troca de calor é feita entre o circuito de refrigerante e o circuito de ar. Os outros dois circuitos auxiliavam na determinação da pressão de baixa e pressão de alta.
O autor monitorou as temperaturas e pressões ao longo do tubo capilar, assim como as temperaturas ao longo da linha de sucção. Diversos experimentos foram conduzidos em diversas condições de entrada no tubo capilar e na linha sucção. O comprimento e a posição do trocador de calor interno também foram variados. O autor afirmou não ter encontrado um comportamento metaestável quando o sistema operava com tubos capilares não-adiabáticos. Além disso, observou-se que os efeitos de atrito que propiciam o ponto de flash são atenuados pela transferência de calor com a linha de sucção. Por fim, o autor desenvolveu
o primeiro modelo matemático para prever a vazão mássica em tubos capilares não-adiabáticos.
Figura 7 Esquema da bancada experimental utilizada por Pate (1982) Os trabalhos apresentados até aqui foram abordados pela sua relevância histórica e ratificam a constante preocupação que os especialistas da área sempre tiveram em entender os fenômenos que envolvem o escoamento através de tubos capilares adiabáticos ou não-adiabáticos. Porém, tais estudos têm pouca relevância estatística, já que os trabalhos são bastante limitados experimentalmente. Além disso, todos os experimentos foram realizados com o fluido refrigerante CFC-12, ou seja, pouco aplicáveis a projetos de refrigeradores domésticos atuais.
Mais recentemente, Peixoto et al. (1994) reportaram estudos experimentais em tubos capilares não adiabáticos de configuração lateral e concêntrica utilizando o fluido refrigerante HFC-134a. O aparato experimental compreendia uma bancada de operação contínua, em que a diferença de pressão era obtida mediante a utilização de uma bomba, proporcionando a entrada de fluido sub-resfriado no tubo capilar. Porém, devido a utilização da bomba, tal aparato tinha a desvantagem de possuir pulsação na entrada do tubo capilar. Os autores avaliaram diferentes tipos de trocadores de calor TCLS, mantendo fixos os parâmetros operacionais do sistema e as outras variáveis geométricas do trocador de calor, exceto pelo tipo. Cada geometria foi testada em dois níveis de pressão e sob diferentes valores de grau de sub-resfriamento. Os resultados demonstraram que os trocadores de calor TCLS do tipo lateral brasado são mais eficientes do que o tipo concêntrico, já que o último possui uma
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menor área de troca de calor entre a parede externa do tubo capilar e o fluido. Os resultados experimentais foram confrontados com os resultados computacionais obtidos por Peixoto e Silvares (1993), obtendo razoável concordância.
Figura 8 Esquema da bancada experimental utilizada por Peixoto (1994)
Dirik, Inan e Tanes (1994) conduziram estudos experimentais em tubos capilares adiabáticos e não adiabáticos do tipo concêntrico com HFC-134a como fluido de trabalho, em condições de operação similares às encontradas em refrigeradores domésticos. Para o caso não adiabático, variou-se o diâmetro interno e o comprimento total dos tubos capilares, mantendo constante o comprimento de troca de calor (1,70m), o comprimento de entrada (0,40m) e o diâmetro interno da linha de sucção (5,6mm). Um modelo numérico também foi desenvolvido. Os resultados mostraram uma boa concordância com os dados experimentais, com erros na ordem de ±10%. A Figura 9 ilustra a bancada experimental utilizada.
Figura 9 Esquema da bancada experimental utilizada por Dirik et al. (1994)
Figura 10 Esquema da bancada experimental utilizada por Bittle et al. (1994)
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Bittle (1994) investigou o desempenho de trocadores de calor TCLS utilizando o aparato experimental desenvolvido por Pate (1982), com algumas modificações para melhorar as condições de controle. A Figura 10 mostra a bancada experimental utilizada. Os ensaios foram realizados utilizando-se o HFC-134a e o HFC-152a como fluido de trabalho. Parâmetros geométricos e operacionais foram investigados, tais como: comprimento e diâmetro do tubo capilar, temperatura de condensação, grau de sub-resfriamento, pressão de evaporação, fração de óleo no fluido refrigerante e o comprimento de troca de calor, que variou entre 762mm e 1778mm. O grau de superaquecimento utilizado não foi informado. O autor realizou uma análise dos efeitos que têm os diferentes parâmetros sobre a vazão mássica e a taxa de transferência de calor. Os dados experimentais foram contrastados com o método da ASHRAE (1988) para prever o desempenho dos trocadores de calor TCLS, com razoável concordância entre os resultados.
Gonçalves (1994) desenvolveu uma bancada experimental que permitia analisar tubos capilares adiabáticos. Os tubos capilares foram devidamente caraterizados e posteriormente testados em várias condições de operação e com vários fluidos refrigerantes, tais como, R-12, R-134a e R-600a. Os dados de vazão mássica obtidos eram dos poucos dados com incertezas de medição devidamente reportadas, conseguindo gerar um banco de dados capaz de suportar o desenvolvimento de modelos computacionais.
Mendonça (1996) avaliou o desempenho de trocadores de calor TCLS do tipo lateral brasado utilizando uma versão modificada da bancada experimental desenvolvida por Gonçalves (1994), projetada originalmente para testar tubos capilares adiabáticos. A bancada experimental já modificada por Mendonça (1996) é mostrada na Figura 11. Anos mais tarde, a mesma bancada foi utilizada por Zangari (1998) para avaliar trocadores de calor do tipo concêntrico. A partir dos experimentos, Mendonça (1996) mostrou que uma bancada que opera com um ciclo por compressão mecânica de vapor de operação contínua permitia se aproximar da operação de um refrigerador doméstico. Estes dois trabalhos serviram para validar os resultados de um modelo computacional desenvolvido por Mezavila (1995), que reportou que o trocador de calor TCLS do tipo lateral brasado apresenta uma maior eficiência termodinâmica quando comparado ao tipo concêntrico.
Fazendo uso do aparato experimental modificado Zangari (1998), Melo et al. (2002) apresentaram dados experimentais com trocadores de calor do tipo concêntricos que operam com fluido refrigerante R-600a.
Os autores levantaram duas correlações empíricas, uma para vazão mássica e outra para temperatura na saída da linha de sucção, após o trocador de calor TCLS. Dentre os parâmetros geométricos e operacionais que foram variados, destacam-se: o comprimento do tubo capilar (3m e 4m), a pressão de condensação (5bar e 6,5bar), o grau de sub-resfriamento (5°C e 10°C), o comprimento de troca de calor (1,0m e 2,2m), o diâmetro da linha de sucção (6,3mm e 7,86mm) e o comprimento de entrada adiabático (0,2m e 0,6m).
Figura 11 Aparato experimental desenvolvido por Gonçalves (1994), modificada e utilizada por Mendonça (1996) e Zangari (1998).
Bullard e Liu (1997) realizaram uma análise teórica e experimental de trocadores de calor TCLS. A bancada desenvolvida possuía dois circuitos: um circuito principal, que operava com HFC-134a, e um circuito secundário que auxilia no controle da temperatura de condensação e grau de sub-resfriamento, que opera com HC-502. A Figura 12 mostra um esquema do aparato experimental. O estudo conclui que o trocador de calor TCLS seja posicionado o mais próximo possível da entrada do tubo capilar, com o objetivo de maximizar a taxa de transferência de calor. Os autores desenvolveram um modelo
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computacional para fazer um comparativo com os dados obtidos experimentalmente, apresentando uma concordância maior que 15% para a vazão mássica. Segundo os autores, as simulações indicam que a mudança de posição da linha de sucção pode resultar em um aumento do Coeficiente de Performance do sistema de até 2%.
Figura 12 Esquema da bancada experimental utilizada por Bullard e Liu (1997)
Chen e Lin (2001) investigaram o comportamento metaestável em tubos capilares não adiabáticos, destacando que este fenômeno aparece quando a troca de calor entre TCLS é deficiente. O aparato experimental utilizado era composto basicamente por um ciclo padrão de refrigeração por compressão mecânica de vapor, conforme ilustrado na Figura 13. Os autores mediram um tubo capilar de comprimento total de 1500mm, com comprimento adiabático de entrada de 140mm. Ambas linhas foram cobertas por uma fita de alumínio, com a intenção de melhorar a efetividade da troca de calor (Figura 13). Os autores desenvolveram uma correlação empírica que prediz a pressão de vaporização, que é uma caraterística quantitativa do fluxo metaestável. Eles mencionaram ainda que a diferença entre a pressão de saturação e a pressão de vaporização diminui com o aumento da taxa de transferência de calor entre o tubo capilar e a linha de sucção.
Figura 13 Aparato experimental utilizado por Chen et al. Fonte: Chen (2001)
Figura 14 Seção transversal do trocador de calor utilizado por Chen et al. Mais recentemente, Kaleem et al. (2009) avaliaram experimentalmente tubos capilares não adiabáticos de configuração lateral brasada com duas geometrias, sendo uma em espiral e a outra reta, ambas ilustradas na Figura 15. Os autores utilizaram R-134a como fluido de trabalho. Os principais parâmetros geométricos analisados foram o diâmetro interno do tubo capilar, o diâmetro de helicoide e o comprimento do tubo capilar. Os autores reportaram que quanto maior o diâmetro do helicoide, maior a vazão mássica. Ou seja, o trocador de calor reto sempre apresentará vazão mássica maior que o helicoidal. A exemplo de Kaleem et al. (2009), Dubba e Kumar (2017) realizaram um comparativo entre os mesmos trocadores de calor, porém utilizando o fluido refrigerante
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R600a. Os autores reportaram que no caso da configuração concêntrica helicoidal, a vazão mássica de R600a diminui entre 1,5% e 16% quando comparado com o tubo reto.
Figura 15 Configuração helicoidal e reta, testada por Kaleem et al. (2009)
Ainda que ambos trabalhos (Kaleem et al., 2009 e Dubba e Kumar, 2017) tenham propósitos similares ao presente trabalho, já que comparam geometrias idênticas exceto pelo tipo de configuração do trocador de calor, os diâmetros interno do tubo capilar não são adequados à refrigeração doméstica e as correlações empregadas não podem ser extrapoladas.
Da Silva et al. (2011) Fizeram um estudo experimental e teórico de tubos capilares não adiabáticos que operam com dióxido de carbono como fluido refrigerante. O estudo utiliza a configuração lateral brasada e avalia o impacto dos parâmetros mais significativos que influenciam no sistema sobre a vazão mássica, fluxo de calor e a taxa de transferência de calor. Para o estudo teórico foi adaptado o modelo desenvolvido por Hermes (2008) com o intuito de conseguir modelar parte da região transcrítica do fluido de trabalho. Da Silva et al. (2008) demonstraram com a análise experimental feita que o comprimento de troca de calor é o parâmetro mais significativo sobre o fluxo de calor, seguido pelo diâmetro interno da linha de sucção e a posição do trocador de calor. Adicionalmente fazem menção da boa concordância conseguida com os dados experimentais e o modelo, pois conseguem calcular a vazão mássica em 98% dos casos dentro de uma faixa de erro de 15%. Este artigo é dos poucos trabalhos experimentais encontrados na literatura que faz menção da taxa e da transferência de calor obtidos com o trocador de calor interno.
Fazendo uso da análise de grandeza, apresentaram uma relação para o número de unidades térmicas da configuração (NTU):
𝑁𝑇𝑈 = 𝐶𝑚−1/5𝐷 𝑠 −1/5 𝐿ℎ𝑥𝑘𝑣 2/3 𝜇𝑣−7/15𝑐𝑝,𝑣−2/3 (7)
2.2 TRABALHOS EXPERIMENTAIS ADIABÁTICOS
Vários trabalhos adiabáticos foram estudados com o intuito de verificar as bases do tubo capilar como dispositivo de expansão.
2.2.1 Trabalhos experimentais adiabáticos com R-600a:
Os primeiros trabalhos teóricos realizados por Melo et al (1992), que resgatavam a importância da correta medição do diâmetro interno do tubo capilar, deram o ponto de partida para a análise experimental com tubos capilares na Universidade Federal de Santa Catarina. Sendo Gonçalves (1994) quem começo o estudo dos tubos adiabáticos e seu comportamento utilizando diferentes refrigerantes.
Melo et al (1999) avaliam experimentalmente tubos capilares adiabáticos mostrando os efeitos que tem o comprimento do capilar, o diâmetro interno deste, o grau de sub-resfriamento, a pressão de condensação e o tipo de refrigerante na vazão mássica. Os experimentos foram feitos com CFC-12, HFC-134a e HC-600a, modificando a pressão de condensação e o grau de sub-resfriamento como parâmetros operacionais de entrada, e o comprimento do tubo, o diâmetro do capilar e rugosidades como parâmetros geométricos. Os testes feitos somam mais de 1000 dados experimentais. Uma análise dimensional foi feita, conseguindo correlações para cada refrigerante baseados nas leis de potência, e na teoria Pi-Buckingham. Finalmente enfatizaram sobre a importância da correta medição do diâmetro do capilar por ser o parâmetro que maior influência apresenta sobre a vazão mássica.
Schenk e Oellrich (2014) investigaram experimentalmente tubos capilares adiabáticos empregando R-600a como fluido de trabalho. No trabalho ampliaram a base de dados do Melo et al. (1999) e testaram uma equação semi-empirica proposta por Hermes et al. (2010a) conseguindo predizer o 94% dos pontos experimentais com uma banda de erro de 10%. 2.2.2 Trabalhos com outros refrigerantes
Da Silva (2008) Apresentou uma análise teórico-experimental da expansão transcrítica de dióxido de carbono em tubos capilares adiabáticos. Caracterizou o escoamento transcrítico de R-744 e desenvolveu um modelo diferencial e outro algébrico para simular o
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escoamento. Fez uma integração analítica das equações governamentais ao longo de uma linha isentálpica, dando origem a uma equação algébrica para computar a vazão mássica de CO2, reportando conseguir prever mais de 90% dos pontos experimentais com erros na faixa de 10%, comparados com os dados experimentais obtidos. A bancada experimental utilizada foi posteriormente modificada por Silva et al. (2011) com a intenção de avaliar o ciclo transcrítico com tubos capilares não adiabáticos como já mencionado.
2.3 TRABALHOS ANALÍTICOS E DE SIMULAÇÃO EM TUBOS CAPILARES
Melo et al. (1992) Propuseram um modelo computacional que permite o cálculo de fluxo de massa através de tubos capilares adiabáticos. Os resultados foram comparados com dados experimentais obtidos com os refrigerantes CFC-12 e HFC-134a, além disso, o trabalho apresentou uma análise de sensibilidade das variáveis mais importantes, enfatizando a importância de dados experimentais confiáveis.
Boabaid (1994) Apresentou um modelo para a simulação do desempenho de tubos capilares adiabáticos baixo a hipótese de escoamento bifásico homogêneo. Esta análise foi feita comparando os resultados com dados experimentais dos refrigerantes 12, R134a e R-600a. Ao igual que Melo et al. (1992), destacou a importância das incertezas de medição nas temperaturas, pressões e fluxo de massa. Concluiu que existem condições como a tridimensionalidade do escoamento, a separação de fases ou a metaestabilidade que afetam a precisão dos resultados numéricos, o que desqualifica o uso de modelos mais refinados.
Mezavila (1995) Desenvolveu um modelo que simula o fluido de refrigerante através de tubos capilares não adiabáticos que utilizam configuração concêntrica e lateral, menciona que o escoamento em um tubo capilar não adiabático deixa de seguir uma mesma linha de Fanno antes e depois da troca de calor, deixando de ser válida a afirmação de que no ponto de blocagem a entropia do escoamento é máxima. No modelo desconsidera a resistência térmica do escoamento bifásico, tornando o coeficiente de transferência de calor por convecção infinito, pois percebe que a utilização de correlações para o cálculo do coeficiente é indiferente, obtendo resultados muito próximos. Enquanto a diferença da configuração dos trocadores, percebe que eles influenciam no fluxo de massa e nos perfis de propriedades, pois altera os parâmetros da transferência de calor. O modelo realizado apresenta uma ótima
