C U R S O D E P Ó S - G R A D U A Ç Ã O E M E N G E N H A R IA M E C Â N IC A
ANÁLISE EXPERIMENTAL DE TROCADORES DE CALOR
TUBO CAPILAR-LINHA DE SUCÇÃO DO TIPO LATERAL
D IS S E R T A Ç Ã O S U B M E T ID A À U N IV E R S ID A D E F E D E R A L D E S A N T A C A T A R IN A P A R A A O B T E N Ç Ã O D O G R A U D E M E S T R E E M
E N G E N H A R IA M E C Â N IC A
KÁTIA CORDEIRO MENDONÇA
KÁTIA CORDEIRO MENDONÇA E S T A D IS S E R T A Ç Ã O F O I J U L G A D A P A R A O B T E N Ç Ã O D O T Í T U L O D E M E S T R E E M E N G E N H A R IA E S P E C IA L ID A D E E N G E N H A R IA M E C Â N IC A Á R E A D E C O N C E N T R A Ç Ã O C IÊ N C IA S T É R M IC A S E A P R O V A D A E M S U A F O R M A F IN A L P E L O P R O G R A M A D E P Ó S - G R A D U A Ç Ã O E M E N G E N H A R I A M E C Â N IC A
não uma personalidade. É necessário que adquira um sentimento, um senso prático daquilo que vale a pena ser empreendido, daquilo que é belo, do que é moralmente correto.”
Ao prof. Cláudio Melo, pela orientação, amizade e dedicação a esse trabalho.
Ao prof. Álvaro Toubes Prata, pela orientação na parte de transferência de calor, e pelos ensinamentos ao longo do curso de pós-graduação.
À EMBRACO (Empresa Brasileira de Compressores), pelo suporte financeiro e técnico, em especial, ao engenheiro Roberto Hom Pereira.
Aos amigos do “capgroup” Carlos Boabaid Neto, Joaquim Manoel Gonçalves e Moacyr Marangone Mezavila, que em etapas diferentes participaram efetivamente desse trabalho e gentilmente transmitiram seus conhecimentos acerca de tubos capilares.
Em especial, ao técnico Rodrigues Stahêlin e ao acadêmico Otávio Bocheco, pela lealdade, dedicação e competência na realização de seus trabalhos.
Aos técnicos do laboratório, Milton Miguel Pedroso Seifert e Edevaldo Brandilo Reinaldo, por colaborarem para a realização desse trabalho, principalmente durante a etapa de alteração da bancada.
Ao amigo Dr. Saulo Gíiths, pelo incentivo, discussões e “dicas” a respeito de experimentação. À Fundação CERTI, ao LMPT (Laboratório de Meios Porosos e Propriedades Termofísicas de Materiais), ao LMP (Laboratório de Mecânica de Precisão), ao LP (Laboratório de Projetos) e ao LABSOLDA (Laboratório de Soldagem), pela colaboração.
Aos integrantes do NRVA, em especial, ao “pessoal da câmara”, pela cooperação e agradável convivência.
À secretária do NRVA, Elisabete Vieira de Andrade, pela amabilidade e pelos serviços prestados.
Às INDÚSTRIAS TODESCHINI S.A., local onde trabalhei anteriormente ao mestrado, pela oportunidade a mim concedida.
Aos amigos, que tomaram esses anos muito mais prazerosos, e certamente contribuíram para o êxito desse trabalho.
Enfim, a todas aquelas pessoas que participaram de forma direta ou indireta da realização desse trabalho.
LISTA DE ABREVIATURAS E SÍMBOLOS ix
LISTA DE FIGURAS... ..xiii
LISTA DE TABELAS... ..xv
RESUMO xvii
ABSTRACT xviii
1 INTRODUÇÃO... 1
1.1 SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO MECÂNICA DE VAPORES... ..1
1.2 FLUIDOS REFRIGERANTES... ..3
1.3 TUBOS CAPILARES... ..4
1.4 TROCADORES DE CALOR TUBO CAPILAR-LINHA DE SUCÇÃO...6
1.5 OBJETIVO... ..8
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA... ...10
2.1 INTRODUÇÃO... ..10
2.2 APARATOS EXPERIMENTAIS PRÉVIOS...16
3 APARATO EXPERIMENTAL... .... 21
3.1 INTRODUÇÃO... ... ...21
3.2 DESCRIÇÃO DO APARATO EXPERIMENTAL... ... ..21
3.3 DESCRIÇÃO DA SECÇÃO DE TESTE...25
3.4 PROCEDIMENTOS DE ENSAIOS... ..28 3.5 INCERTEZAS DE MEDIÇÃO... ...32 3.5.1 SISTEMAS DE MEDIÇÃO... ..32 3.5.2 CARACTERÍSTICAS GEOMÉTRICAS... ..37 3.5.3 GRAU DE SUB-RESFRIAMENTO... ..42 4 RESULTADOS EXPERIMENTAIS...44 4.1 INTRODUÇÃO... ..44
4.2 ANÁLISE DOS PERFIS DE TEMPERATURA...46
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICA... 70
APÊNDICE 1... 75
I.1 NOMENCLATURA DOS COMPONENTES DOS SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO DA BETC E BETCnad... ...7 5 APÊNDICE H - RESULTADOS DAS CALIBRAÇÕES... 77
II. 1 SISTEMA DE MEDIÇÃO DE FLUXO DE MASSA (SMFM)... ... 77
I I 2 SISTEMA DE MEDIÇÃO DE PRESSÃO (SMP)... ...78
APÊNDICE m - RESULTADOS DAS MEDIÇÕES DAS CARACTERÍSTICAS GEOMÉTRICAS... ....85
III. 1 DIÂMETRO INTERNO DO TUBO CAPILAR (D)... ...85
111.2 RUGOSIDADE ABSOLUTA DA SUPERFÍCIE INTERNA DO TUBO CAPILAR (Ra)... ....87
111.3 DIÂMETRO INTERNO DA LINHA DE SUCÇÃO (DS)... ...89
APÊNDICE IV - MATRIZ DE TESTES DO PROJETO FATORIAL...90
APÊNDICE V - BALANÇO DE ENERGIA... ... ... 91
V.1 CÁLCULO DA TAXA DE CALOR TROCADA PELO TROCADOR DE CALOR TUBO CAPILAR-LINHA DE SUCÇÃO... ...91
V.2 CALOR CEDIDO À ALETA... ... 91
V.3 ESTIMATIVA DA TEMPERATURA NA ENTRADA DA LINHA DE SUCÇÃO (PONTO A1)... 94
V.4 AVALIAÇÃO DA TRANSFERÊNCIA DE CALOR NUM TROCADOR DE CALOR TUBO CAPILAR-LINHA DE SUCÇÃO...94
APÊNDICE V I- EFEITOS DE RADIAÇÃO E CONDUÇÃO NO TERMOPAR (PONTO A1)...98
VI..1 RADIAÇÃO... ...98
(a-f) coeficientes dos polinómios;
A c área da secção transversal da aleta; A f área da superfície da esfera;
Am área média das medidas das secções transversais;
C i valor calculado no iésimo ponto por uma curva ajustada;
Cp calor específico;
C' constante da correlação de Hilpert para o número de Nusselt;
D diâmetro interno do tubo capilar;
Dc diâmetro do cilindro;
De diâmetro externo da linha de sucção;
Df diâmetro da esfera;
DM(95) dispersão da medida enquadrando 95 % dos valores; Ds diâmetro interno da linha de sucção;
E P E erro padrão da estimativa;
Es erro sistemático;
f fator de atrito de Darcy;
Fs fator de sensibilidade;
h coef. de transferência de calor por convecção relativo ao escoamento no interior de dutos;
hc coef. de transferência de calor por convecção relativo ao escoamento
externo sobre uma cilindro;
h f coef. de transferência de calor por convecção relativo ao escoamento
externo sobre uma esfera;
IMa incerteza de medição do ajuste da curva de calibração;
IMd incerteza de medição do diâmetro interno do tubo capilar;
IM p incerteza de medição pontual;
IMsmfm incerteza de medição do S M F M ;
IMsub incerteza de medição do grau de sub-resfriamento;
kT coef. de condutividade térmica do teflon;
k® coef. de condutividade térmica do fluido refrigerante;
L comprimento do tubo capilar;
La comprimento de avaliação da amostra;
Le comprimento de entrada adiabático;
Llt comprimento da aleta;
Lt comprimento do teflon;
Ltc comprimento do trocador de calor;
M i valor medido no iésimo ponto;
MM média das medidas;
m' constante da correlação de Hilpert para o número de Nusselt;
rh fluxo de massa;
rh exp fluxo de massa medido experimentalmente;
rhcalc fluxo de massa previsto pelo programa CAPHEAT;
rfiL fluxo de massa indicado pelo SMFM;
rhm fluxo de massa médio;
rhp fluxo de massa padrão;
rh Re al fluxo de massa corrigido pela calibração;
N número de pontos;
NUd número de Nusselt;
P grau do polinómio;
Pe pressão de entrada do tubo capilar;
Pl pressão indicada pelo SMP;
Plt perímetro da aleta;
Pm pressão média;
pP pressão padrão;
Pr número de Prandlt;
PReal pressão corrigida pela calibração;
Rbase re s is tê n c ia té rm ic a e n tre a s u p e rfíc ie d a tu b u la ç ã o d e s u cçã o e a b a s e d o te rm o p a r;
Re número de Reynolds;
rc raio da esfera;
Ri raio interno do isolamento de teflon; R2 ra io e x te rn o d o is o la m e n to d e te flo n ;
s d e s v io p ad rã o;
Saq g ra u d e s u p e ra q u e c im e n to ;
SMFM sistema de medição de fluxo de massa;
SMP sistema de medição de pressão;
SMT sistema de medição de temperatura;
Sub grau de sub-resfriamento;
t fator de Student;
T(A - D1) temperatura do fluido refrigerante no interior da linha de sucção;
Tb temperatura da base da aleta;
Tdl te m p e ra tu ra d o b a rra m e n to d o s iste m a d e a q u is iç ã o ;
Teis te m p e ra tu ra n a e n tra d a da lin h a d e su cçã o ;
TeTc te m p e ra tu ra d o flu id o re frig e ra n te na e n tra d a d o tu b o ca p ila r;
Tevap te m p e ra tu ra d e e v a p o ra ç ã o do flu id o re frig e ra n te ; T (Llt) te m p e ra tu ra da a le ta na p o s iç ã o Llt;
TP(A - 1) temperatura da superfície da linha de sucção;
Tpd te m p e ra tu ra d a p a re d e da lin h a d e s u c ç ã o na re g iã o do tro c a d o r d e
calor;
TReai te m p e ra tu ra c o rrig id a p e la ca lib ra çã o ;
Tsat(Pe) te m p e ra tu ra d e s a tu ra ç ã o c o rre s p o n d e n te à p re s s ã o na e n tra d a d o tu b o ca p ila r;
Tt te m p e ra tu ra in d ic a d a p e lo te rm o p a r;
T (x ) te m p e ra tu ra d a a le ta em um a d a d a p o s iç ã o x; T(1 -27) temperatura da superfície do tubo capilar;
y(x) distância do perfil de rugosidade em relação a sua linha média;
AMmáx máximo valor absoluto da variação da medida em relação à média;
Am variação percentual entre o fluxo de massa medido experimentalmente e o fluxo de massa previso pelo programa CAPHEAT;
AT diferença de temperatura;
AV diferença de potencial produzida pelo termopar;
e emissividâde;
0 diferença de temperatura entre uma posição x da aleta e o fluido
refrigerante;
0b diferença de temperatura entre a base da aleta e o fluido refrigerante;
0llt diferença de temperatura entre a posição LLT e o fluido refrigerante;
(x viscosidade do fluido refrigerante;
|j.s viscosidade do fluido refrigerante na temperatura da superfície de troca térmica;
FIGURA 1.1 Diagrama básico de um sistema de refrigeração por
compressão mecânica de vapores... ...1
FIGURA 1.2 Estados termodinâmicos do refrigerante em um sistema básico de refrigeração por compressão mecânica de vapores... ...2
FIGURA 1.3 Interdependência entre os componentes de um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapores...2
FIGURA 1.4 Refrigerador doméstico... ..6
FIGURA 1.5 Esquema de uma instalação de refrigeração por compressão mecânica de vapores que utiliza um tubo capilar não-adiabático.... ... ..7
FIGURA 1.6 Tipos de trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção.... ...7
FIGURA 2.1 Bancada de ensaios utilizada por Pate (1982)...17
FIGURA 2.2 Bancada de ensaios utilizada por Peixoto et al. (1994)... .. 19
FIGURA 3.1 Sistema de refrigeração da BETC... ..22
FIGURA 3.2 Sistema de refrigeração da BETCnad... .. 23
FIGURA 3.3 Esquema da secção de teste da BETCnad... .. 26
FIGURA 3.4a Variação da pressão na entrada do tubo capilar em função do tempo....'... ... 30
FIGURA 3.4b Variação da pressão de evaporação em função do tempo...30
FIGURA 3.4c Variação do grau de sub-resfriamento em função do tempo... 31
FIGURA 3.4d Variação da temperatura na entrada da linha de sucção em função do tempo... ..31
FIGURA 3.4e Variação do fluxo de massa em função do tempo... .. 31
FIGURA 3.5 Corpo de prova para a medição do diâmetro interno...38
FIGURA 3.6 Corpo de prova para a medição da rugosidade...40
FIGURA 4.4 FIGURA 4.5 FIGURA 4.6a FIGURA 4.6b FIGURA 4.7a FIGURA 4.7b FIGURA 4.8 FIGURA 4.9 FIGURA 4.10 FIGURA 4.11 FIGURA 4.12 FIGURA 4.13 FIGURA 4.14 FIGURA 4.15 FIGURA 4.16 FIGURA 4.17 FIGURA 4.18 FIGURA 4.19 FIGURA n.1.1 FIGURA VI.2.1 sucção... ...51
Perfis de temperatura medidos no tubo capilar e na linha de sucção... ...52
Efeito da pressão na entrada do tubo capilar... .. 53
Efeito da temperatura na entrada da linha de sucção... .. 54
Efeito da temperatura na entrada da linha de sucção... ... 55
Efeito do grau de sub-resfriamento... .. 55
Efeito do grau de sub-resfriamento... .. 56
Efeito do diâmetro interno do tubo capilar... ..57
Efeito do comprimento de entrada adiabático do tubo capilar.. 57
Efeito da temperatura na entrada da linha de sucção... ...58
Comparação numérico-experimental em termos absolutos.... .. 62
Comparação numérico-experimental em termos percentuais... 63
Comparação dos perfis de temperatura (Tubo capilar A - TC 01)... ..63
Comparação dos perfis de temperatura (Tubo capilar A - TC 03 ) .. 64
Comparação dos perfis de temperatura (Tubo capilar B - TC 04 ) ...64
Comparação dos perfis de temperatura (Tubo capilar B - TC 05 ) ...65
Comparação dos perfis de temperatura (Tubo capilar A - TC 03)... ..6 6 Comparação dos perfis de temperatura (Tubo capilar A - TC 03 ) .. 67
Comparação dos perfis de temperatura (Tubo capilar B - TC 04 ) .. 67
Curva de erros... ...78
TABELA 3.1 Identificação dos trandutores de pressão... 35
TABELA 3.2 Incertezas de medição do sistema de medição de
pressão... 36 TABELA 3.3 Medição dos diâmetros internos... 39 TABELA 3.4 Resumo dos resultados das medições das rugosidades
absolutas... ... 40
TABELA 3.5 Resumo dos resultados das medições dos diâmetros
internos da linha de sucção... 41 TABELA 4.1 Resumo das características geométricas... 46 TABELA 4.2 Comparação com o tubo capilar A - trocador de calor 01.... 60 TABELA 4.3 Comparação com o tubo capilar A - trocador de calor 03.... 61 TABELA 4.4 Comparação com o tubo capilar B - trocador de calor 04.... 61 TABELA 4.5 Comparação com o tubo capilar B - trocador de calor 05.... 62 TABELA n.1.1 Pontos de calibração do SMFM... 77 TABELA n.2.1 Pontos de calibração para o transdutor de pressão NRVA
0 2 78
TABELA H.2.2 Pontos de calibração para o transdutor de pressão NRVA
0 3 ... 79
TABELA n.2.3 Pontos de calibração para o transdutor de pressão NRVA
0 4 80
TABELA n.2.4 Pontos de calibração para o transdutor de pressão PTA 53... 80 TABELA n.2.5 Pontos de calibração para o transdutor de pressão PTF
18... ... 81 TABELA n.2.6 Pontos de calibração para o transdutor de pressão PTF
2 0... ' ... 81
TABELA H.2.7 Pontos de calibração para o transdutor de pressão PTF40... ... ... 82
TABELA H.2.9 Coeficientes das curvas de calibração dos transdutores de
pressão... 84
TABELA m.1.1 Área interna dos tubos capilares [mm2] - Diâmetro nominal 0 ,6 0 m m ... 85
TABELA m.1.2 Área interna dos tubos capilares [mm2] - Diâmetro nominal 0 ,8 0 m m ... ... 8 6 TABELA m.2.1 Rugosidade absoluta da superfície interna dos tubos c a p ila re s [|j.m] - D iâ m e tro n o m in a l 0 ,6 0 m m ... 87
TABELA m.2.2 Rugosidade absoluta da superfície interna dos tubos capilares [jirn] - Diâmetro nominal 0,80 mm... 8 8 TABELA m.3.1 Diâmetro interno da linha de sucção [mm]... 89
TABELA IV. 1 Matriz dé testes do projeto fatorial... 90
TABELA V.4.1 Temperaturas medidas no tubo capilar... 95
TABELA V.4.2 Temperaturas medidas na linha de sucção... 96
Este trabalho apresenta uma abordagem experimental para estudar o escoamento de fluidos refrigerantes através de trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção. O desempenho de trocadores de calor do tipo lateral, utilizando HFC-134a como refrigerante, foi avaliado experimentalmente em uma faixa de condições de operação e de geometrias de trocador de calor tipicamente encontradas em refrigeradores e freezers. Baseado no banco de dados obtido foi examinada a influência das condições de operação (pressão de condensação, grau de subresfriamento, temperatura na entrada da linha de suçção) e da geometria do trocador (diâmetro do tubo capilar e posicionamento do trocador de calor) sobre o fluxo de massa. Os resultados experimentais (fluxo de massa e perfis de temperatura) foram também comparados com as previsões de um modelo numérico disponível na literatura, e um razoável nível de concordância foi observado.
This work presents an experimental approach to study the refrigerant flow through capillary tube-suction line heat exchangers. Lateral heat exchanger performance with refrigerant HFC-134a was experimentally evaluated for a range of heat exchanger geometries and operating conditions typically found in household refrigerators and freezers. Based on the resulting performance data base, the influence of the operating conditions (condensing pressure, subcooling and temperature at the inlet of the suction line) and of the geometry (capillary tube inner diameter and length of the heat exchanger) on the mass flow rate were examined. The experimental data base (mass flow rate and temperature profiles) was also compared with the predictions of a numerical model available in the literature and a reasonable agreement is shown.
INTRODUÇÃO
1.1 Sistema de refrigeração por compressão m ecânica de
vapores
O sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapores é atualmente o processo de produção de frio mais empregado. É utilizado tanto em grandes instalações industriais como em sistemas domésticos (refrigeradores, "freezers" e condicionadores de ar de janela). Esse tipo de sistema é constituído basicamente por um fluido de trabalho, denominado fluido refrigerante, e por quatro componentes: dois trocadores de calor (evaporador e condensador), um compressor e um dispositivo de expansão, como mostra a figura 1.1.
FIGURA 1.1- Diagrama básico de um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapores.
Nesse sistema, o fluido refrigerante, de natureza volátil, vaporiza no evaporador a baixa pressão e temperatura, retirando calor do que se deseja refrigerar. Os demais componentes do sistema têm por finalidade realizar as transformações termodinâmicas necessárias no fluido refrigerante, de forma a permitir uma operação contínua do sistema.
Tais transformações termodinâmicas são mostradas na figura 1.2.
Conforme pode-se observar,
após a saída do evaporador (1), o fluido refrigerante tem a sua pressão
elevada no compressor (2), é
dessuperaquecido, condensado e sub-
resfriado no condensador (3) e,
posteriormente, tem a sua pressão reduzida no dispositivo de expansão
(4).
FIGURA 1.2 - Estados termodinâmicos do
refrigerante em um sistema básico de
refrigeração por compressão mecânica de vapores.
Uma característica importante desse tipo de sistema é a interdependência entre os seus componentes, ou seja, o desempenho global é dependente do desempenho individual de cada componente (Stoecker e Jones, 1985).
FIGURA 1.3 - interdependência entre os componentes de um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapores.
A figura 1.3 ilustra essa situação, onde verifica-se que o desempenho do compressor é afetado pelas pressões de evaporação e condensação (evaporador e
condensador) e pela restrição imposta pelo dispositivo de expansão (tubo capilar). Por outro lado, as pressões governantes do sistema são dependentes da temperatura do ar externo e da carga de refrigerante. A linha tracejada indica que a influência da temperatura do ar externo sobre a pressão de evaporação é pouco
significativa, devido à resistência imposta pelo isolamento térmico.
Conseqüentemente, para se desenvolver sistemas de refrigeração eficientes deve- se procurar otimizar o desempenho não só do compressor, mas de todos os outros componentes do sistema. Esse trabalho, em particular, enfocará o dispositivo de expansão tipo tubo capilar.
1.2 Fluidos refrigerantes
A princípio, qualquer substância razoavelmente volátil pode ser utilizada como fluido refrigerante (Gosney, 1982). No entanto, para ser utilizada em sistemas de refrigeração, sobretudo nos de uso doméstico, não deve ser tóxica nem inflamável. Além disso, é desejável que essa substância seja quimicamente estável e compatível com o óleo lubrificante e com os materiais utilizados nos equipamentos.
O fluido refrigerante atualmente empregado em refrigeradores e "freezers", é um hidrocarboneto halogenado (CFC-12). Tal refrigerante é derivado de um hidrocarboneto (metano) onde dois átomos de hidrogênio foram substituídos por átomos de flúor e, os outros dois, por átomos de cloro. Por ser totalmente saturado e, portanto, ter alta estabilidade, e por apresentar dois átomos de cloro, essa substância foi inicialmente associada com a depleção da camada de ozônio (Molina e Rowland, 1974) e, posteriormente, com o efeito estufa (Fischer et al., 1992).
Após anos de pesquisa identificou-se, finalmente, uma substância substituta, derivada do etano, com quatro átomos de flúor e dois átomos de hidrogênio; o HFC- 134a. Por não apresentar átomos de cloro, essa substância é inofensiva à camada de ozônio.
Entretanto, essa substância possui um efeito considerável sobre o efeito estufa (a emissão de 1 kg de HFC-134a corresponde à emissão de 3.200 kg de
C 0 2, considerando um espectro de tempo de 20 anos). Embora o efeito dessa substância seja menor do que o do CFC-12, países onde o movimento ecológico é mais forte (Alemanha, Holanda, países nórdicos, etc), passaram a considerar a utilização do HC-600a (isobutano).
A flamabilidade do isobutano é a maior restrição ao seu uso, o que fez com que a maioria dos países desenvolvidos, de acordo com as regras do Protocolo de Montreal, passassem a adotar o HFC-134a a partir de janeiro de 1996.
O Brasil como signatário do Protocolo de Montreal - Anexo 5, terá que substituir o CFC-12 até janeiro de 2006, embora tudo indique que essa substituição ocorrerá num prazo máximo de 5 anos. De acordo com o programa nacional para a substituição das substâncias nocivas à camada de ozônio, a opção brasileira para substituir o CFC-12, em refrigeradores e "freezers", será o HFC-134a. Tal fato fez com que todo esse trabalho fosse voltado para essa nova substância.
1.3 Tubos capilares
Tubos capilares são dispositivos de expansão normalmente empregados em sistemas de refrigeração por compressão mecânica de vapores de pequeno porte, com o intuito de reduzir a pressão do fluido refrigerante além de regular a sua passagem para o evaporador.
Tais dispositivos de expansão, nada mais são do que tubos, normalmente de cobre, de pequeno diâmetro e grande comprimento, da ordem de 0,5 a 2,0 mm e 1,0 a 6,0 m, respectivamente.
Dada a sua simplicidade são baratos e, por não apresentarem partes móveis, evitam problemas de quebra e manutenção. Como vantagens adicionais, permitem a operação do sistema em ciclo reverso e a equalização das pressões durante os períodos de parada do compressor, possibilitando assim, a utilização de compressores com menor torque de partida e, portanto, menores e mais baratos.
Por apresentarem uma geometria fixa, os tubos capilares não são capazes de se adaptar às variações das condições de operação, fazendo com que o próprio sistema se adapte e trabalhe em uma condição diferente da condição de projeto, na
qual se prevê a máxima eficiência do sistema. Por isso, não são recomendados para utilização em sistemas onde as condições de operação variam significativamente. Além disso, necessitam operar em sistemas onde a carga de refrigerante é praticamente exata (ver influência sobre as condições de operação na figura 1.3), fato que limita a sua utilização a sistemas herméticos, onde a possibilidade de vazamentos é bastante baixa. Outro fator desfavorável, é a sua facilidade de entupimento.
Contrariamente à sua simplicidade, o escoamento no interior do tubo capilar é bastante complexo (Bolstad e Jordan, 1948). Inicialmente, o refrigerante proveniente do condensador na condição de líquido sub-resfriado tem a sua pressão diminuída pelo atrito, mas a sua temperatura se mantém praticamente constante (adiabático). Quando o líquido atinge a pressão de saturação correspondente à sua temperatura de entrada, inicia-se o processo de vaporização do fluido refrigerante. Nessa fase (escoamento bifásico), a perda de pressão decorrente do atrito e também da aceleração do fluido, aumenta com a presença da vaporização. O calor necessário à evaporação do fluido é cedido pelo próprio fluido refrigerante, ocasionando assim, um escoamento evaporativo com resfriamento.
Além dessas características do escoamento, um fenômeno normalmente presente, é a metaestabilidade (Gonçalves et. al., 1995, Melo et al., 1995, Boabaid Neto et al., 1996). Esse fenômeno corresponde a uma situação de não-equilíbrio termodinâmico, e ocorre quando o fluido refrigerante (líquido sub-resfriado) atinge a pressão de saturação referente à sua temperatura, mas não vaporiza, ocasionando um estado de líquido superaquecido.
O escoamento blocado, ou crítico, também é uma situação normalmente
encontrada em tubos capilares. Nesse tipo de escoamento, a queda de pressão no tubo capilar apresenta um limite, que é a pressão de blocagem ou crítica. Abaixo dessa pressão, qualquer variação na pressão de evaporação não altera a vazão mássica imposta pelo tubo capilar
1.4 Trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção
A descrição apresentada no item anterior corresponde ao escoamento ao longo de um tubo capilar adiabático. Entretanto, em refrigeradores e "freezers", a linha de sucção é colocada em contato com o tubo capilar formando um trocador de calor contra-corrente, denominado trocador de calor tubo capilar-linha de sucção, como indicado nas figuras 1.4 e 1.5.
1 - Tubo capilar; 2 - Evaporador; 3 - Linha de sucção; 4 - Compressor; 5 - Condensador; 6 - Filtro.
FIGURA 1.5 - Esquema de uma instalação de refrigeração por compressão mecânica de vapores que utiliza um tubo capilar não-adiabático.
As duas configurações de trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção normalmente empregadas, são ilustradas na figura 1.6.
Nessa montagem, durante o processo de expansão, o fluido refrigerante troca calor com a linha de sucção, por onde escoa vapor a baixa pressão e temperatura. Como conseqüência, o início da formação de vapor no interior do tubo capilar é retardado, o que diminui o título do fluido refrigerante na entrada do evaporador e aumenta a capacidade de refrigeração do sistema.
Geralmente, a união com a linha de sucção não compreende toda a extensão do tubo capilar, o que dá origem a duas regiões, uma anterior e outra posterior à região do trocador de calor, nas quais o capilar troca calor apenas com o ar ambiente. Dessa forma, a vaporização pode ocorrer em uma das três regiões do
tubo capilar. Caso ocorra antes do trocador de calor, o fluido é recondensado, de forma parcial ou total, no trocador de calor. Quando a recondensação é total, ocorrem dois pontos de vaporização, sendo o segundo ponto após o trocador de calor. Do exposto, fica evidente que a posição do trocador de calor tem efeito sobre a condição do refrigerante na saída do tubo capilar e sobre o fluxo de massa, conseqüentemente, tem efeito sobre o desempenho do sistema de refrigeração.
Deve-se ressaltar que, embora a utilização do trocador de calor sempre aumente a capacidade de refrigeração do sistema, o mesmo não acontece com o coeficiente de performance (relação entre capacidade de refrigeração e potência do compressor), uma vez que o trocador de calor altera o estado temodinâmico do fluido refrigerante na sucção do compressor, e portanto, o seu trabalho de compressão. Domanski et al. (1994) verificaram que um efeito positivo ou não na eficiência do sistema, depende do fluido refrigerante empregado e das suas próprias condições de operação. Verificaram também, que nas condições normalmente utilizadas na prática, os trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção são indicados para sistemas que utilizam HFC-134a, não ocorrendo o mesmo para sistemas que usam HCFC-22.
Dois benefícios adicionais do emprego de trocadores de calor tubo capilar- linha de sucção são: i) evitar a presença de líquido na entrada do compressor, o que traria danos indesejáveis ao sistema e, ii) reduzir ou mesmo impedir a formação de gelo sobre a linha de sucção, dispensando a utilização de isolamento na canalização de sucção.
1.5 Objetivos
Até recentemente, além do processo por tentativas ("cut and try"), a única técnica disponível para dimensionar tubos capilares consistia na utilização dos diagramas da ASHRAE (1994). Tais diagramas são disponíveis apenas para o CFC- 12 e HCFC-22 e aplicam-se somente à situação onde o fluido refrigerante vaporiza após o trocador de calor (Bittle et al. 1995b).
capilares adiabáticos (Boabaid Neto, 1994, Dirik et al. 1994), como não adiabáticos (Peixoto e Sivares, 1993, Dirik et al. 1994, Mezavila, 1995) fossem desenvolvidos. Apesar da sua versatilidade, esses modelos não se encontram adequadamente validados em face do reduzido número de informações experimentais disponíveis.
A proposta desse trabalho é analisar experimentalmente o desempenho de trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção laterais. As informações obtidas serão utilizadas não somente para a validação de modelos computacionais, mas também para melhor compreender esse tipo de escoamento.
REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
2.1 Introdução
A aplicação de tubos capilares como dispositivos de expansão em sistemas de refrigeração por compressão mecânica de vapores, remonta à década de 2 0. O
dióxido de enxofre, principal fluido de trabalho daquela época, exigia tubos capilares com diâmetros extremamente pequenos, o que freqüentemente ocasionava problemas de entupimento e limitava a sua aplicação.
O surgimento dos fluidos refrigerantes halogenados, nos anos 30, impulsionou a ampla utilização de tubos capilares como dispositivos de expansão. Além disso, o aparecimento no mesmo período de sistemas herméticos de refrigeração, impulsionou ainda mais a sua utilização.
Assim sendo, no início dos anos 40, tornou-se uma prática comum a utilização de tubos capilares em sistemas de refrigeração de pequeno porte. Data também dessa época a utilização de trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção.
Em face da importância do tubo capilar sobre o desempenho de sistemas de refrigeração, fez-se necessário o desenvolvimento de trabalhos que visassem melhor compreender o escoamento em seu interior e a sua interface com o sistema.
Nesse item será apresentada uma breve discussão de alguns trabalhos disponíveis na literatura sobre trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção, objetivo maior deste trabalho, procurando enfatizar o caráter experimental de cada um.
Swart (1946), apresentou um estudo que consistiu, basicamente, na descrição do comportamento de um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapores na presença de um dispositivo tubo capilar-linha de sucção. Um modelo matemático simplificado para a determinação do comprimento do tubo
capilar e um sistema básico de refrigeração para a obtenção das constantes empíricas do modelo proposto, foram também apresentados. Embora curvas de desempenho e de perda de carga, e até mesmo, distribuições de temperatura e pressão ao longo do capilar e de temperatura ao longo da linha de sucção tenham sido apresentadas, Swart (1946) não descreveu o aparato experimental por ele utilizado.
Staebler (1948), preocupou-se, principalmente, com os cuidados necessários no projeto de sistemas de refrigeração que empregam tubos capilares não-adiabáticos como dispositivos de expansão. A parte experimental do trabalho envolveu um sistema básico de refrigeração com controle das pressões de evaporação e condensação. Cartas e tabelas para o pré-dimensionamento de tubos capilares foram apresentadas para os fluidos CFC-12 e HCFC-22, considerando um único comprimento de trocador de calor (1,219 m). Condições de operação, como grau de sub-resfriamento e temperatura na entrada da linha de sucção e, características geométricas, como diâmetro da linha de sucção e posicionamento do trocador de calor, não foram apresentadas nesse trabalho.
Bolstad e Jordan (1949), utilizaram um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapores razoavelmente bem instrumentado para analisar o escoamento de CFC-12 em tubos capilares não-adiabáticos. Foram realizados testes com três valores distintos de pressão de condensação (827,4, 965,3 e 1.103,2 kPa) e com uma única pressão de evaporação (103,425 kPa) utilizando quinze tubos capilares diferentes, combinação de cinco diâmetros (0,66, 0,79, 0,91, 1,07 e 1,4 mm) e três comprimentos (1,829, 3,658 e 5,486 m), e um único comprimento de trocador de calor (1,219 m). O trocador de calor foi sempre posicionado tão próximo quanto possível da entrada do tubo capilar e nenhuma referência foi feita aos valores do diâmetro da linha de sucção e da temperatura do refrigerante na sua entrada. Como resultado, foram obtidos diagramas que expressam o efeito das variáveis envolvidas no processo sobre o fluxo de massa. Tais diagramas baseiam-se no conceito de temperatura de início de vaporização, a qual é uma forma indireta de avaliação do grau de sub-resfriamento. Uma análise complementar para avaliação do fator de atrito na região líquida e um diagrama
mostrando a distribuição de temperatura do refrigerante ao longo do capilar, foram também apresentados.
Christensen e Jorgensen (1967), assim como Bolstad e Jordan (1949), ensaiaram trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção utilizando um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapores razoavelmente bem instrumentado. Consideraram na análise do escoamento, o fluido refrigerante CFC-
1 2 e uma única geometria de trocador de calor lateral (diâmetro e comprimento do
tubo capilar de 0,71 mm e 5,0 m respectivamente, comprimento do trocador de calor de 1,0 m e diâmetro externo da linha de sucção de 9,525 mm) com a região de saída do tubo capilar enrolada. A posição do trocador de calor, ou seja, a distância da entrada do tubo capilar até o seu ponto de contato com a linha de sucção, foi variada em três valores distintos (0,850, 2,0 e 3,150 m). Já para as condições de operação, um número maior de variações foi considerado. Quais sejam: cinco temperaturas de evaporação (-5, -10, -15, -20 e -25 °C), cinco temperaturas de condensação (30, 35, 40, 45 e 50 °C), um único grau de superaquecimento (10 °C) e uma única temperatura na entrada do tubo capilar (25°C). Embora os autores tenham utilizado uma bancada experimental baseada num sistema convencional de refrigeração, argumentando que dessa forma os resultados representariam melhor as condições normais de trabalho, o contato térmico entre o tubo capilar e a linha de sucção foi realizado por meio de uma solução de baixo ponto de solidificação e não por meio da prática usual de soldagem. Os autores alegaram que a técnica empregada permitia melhores propriedades de troca térmica e uma maior facilidade de deslocamento do trocador de calor ao longo do tubo capilar. Os resultados experimentais foram representados em 2 diagramas, os quais expressam o efeito da posição do
trocador de calor e dos parâmetros operacionais sobre o fluxo de massa. Resultados relacionados com o efeito do enrolamento da parte final do tubo capilar não foram apresentados.
Pate (1982), apresentou um trabalho teórico-experimental abordando o escoamento de CFC-12 em trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção do tipo lateral. Na parte experimental, foi empregada uma bancada do tipo
"blow-down" (ver item 2.2), onde foram realizadas medições distribuídas de pressão ao
longo do tubo capilar e de temperatura do fluido ao longo do tubo capilar e da linha de sucção. Os resultados experimentais envolveram variações do comprimento e da posição do trocador de calor para um único tubo capilar (diâmetro de 0,71 mm e comprimento de 2,95 m), e um único diâmetro da linha de sucção (6,35 mm). É importante observar, que as variações de comprimento e posição do trocador de calor não foram bem caracterizadas, uma vez que foram criadas, ao longo da linha de sucção, algumas tomadas para entrada e saída do fluido, e assim, o comprimento e a posição foram definidos dependendo das tomadas que estivessem abertas ou fechadas. Cabe também observar, que o autor, alegando facilidades na montagem dos termopares, empregou ar na linha de sucção ao invés de refrigerante. Os resultados experimentais permitiram avaliar o efeito das condições de operação sobre o fluxo de massa. A etapa teórica desse estudo consistiu na concepção de dois modelos: um para a região líquida e outro para a região bifásica do escoamento. Os resultados do programa computacional, provenientes dessa modelação, foram comparados com os resultados obtidos na fase experimental.
Dirik et al. (1994), publicaram um artigo avaliando numérica e experimentalmente o escoamento adiabático e não-adiabático em tubos capilares utilizando HFC-134a como fluido refrigerante. Para a obtenção dos dados experimentais foi utilizado um circuito básico de refrigeração por compressão mecânica de vapores adequadamente instrumentado. Foram realizados 63 testes para o caso não-adiabático, explorando apenas trocadores de calor do tipo concêntrico. O modelo teórico desenvolvido foi validado comparando fluxos de massa medidos e calculados através de tubos capilares adiabáticos e não- adiabáticos com diferentes características geométricas e em diferentes condições de operação. Para o caso não-adiabático, foram considerados dois diâmetros e dois comprimentos de tubo capilar, respectivamente 0,66 e 0,80 mm e 5,5 e 6,5 m, e um único trocador de calor (diâmetro da linha de sucção de 5,6 mm e comprimento de 1,7 m) sempre posicionado a 0,4 m da saída do tubo capilar.
Peixoto et al. (1994), utilizaram uma unidade experimental de operação contínua com bomba de líquido (ver item 2.2), para testar tubos capilares não-
adiabáticos com o fluido refrigerante HFC-134a. Os testes realizados compreenderam uma única geometria de trocadores de calor do tipo lateral e concêntrico (diâmetro do capilar de 0,787 mm, comprimento do capilar de 2,057 m, diâmetro da linha de sucção de 6,314 mm, comprimento do trocador de calor de 1,003 m e comprimento de entrada adiabático do tubo capilar de 0,533 m). Diagramas que expressam o efeito do sub-resfriamento sobre o fluxo de massa foram obtidos a partir dos resultados experimentais. Para a configuração lateral de trocador de calor foram consideradas duas pressões de entrada do capilar (1.400 e 1.250 kPa) e duas temperaturas na entrada da linha de sucção (-3,7 e -0,6 °C), respectivamente para cada pressão considerada. Da mesma forma, para o trocador de calor concêntrico, foram consideradas duas pressões de entrada do capilar (1.150 e 1.060 kPa) e duas temperaturas na entrada da linha de sucção (-4,7 e - 2,2°C), respectivamente para cada pressão considerada. Informações sobre a pressão de evaporação não foram apresentadas. Todos os resultados experimentais foram comparados com os resultados computacionais obtidos por Peixoto e Silvares (1993).
Paiva et al. (1995), apresentaram um estudo sobre trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção de cunho numérico e experimental. Na análise experimental foi empregada uma bancada do tipo “blow-down”, semelhante àquela utilizada por Pate (1982), para explorar o escoamento de CFC-12 em trocadores de calor concêntricos. Medições de fluxo de massa e das distribuições de temperatura do refrigerante no tubo capilar e na linha de sucção foram realizadas e comparadas com os resultados do modelo numérico desenvolvido por Paiva et al. (1994). As medições foram realizadas com um único conjunto de características geométricas (comprimento do capilar de 2,739 m, comprimento do trocador de calor de 2,105 m e comprimento de entrada adiabático do tubo capilar de 0,624 m). Os diâmetros do tubo capilar e da linha de sucção, as condições de operação e, o procedimento utilizado para colocação dos termopares sobre a parede do tubo capilar não foram apresentados. Os autores apresentaram também uma análise numérica de
sensibilidade, envolvendo os principais parâmetros operacionais e geométricos que influenciam o escoamento no dispositivo de expansão considerado. Nessa análise foram também considerados o tipo de fluido refrigerante (CFC-12 e HFC- 134a) e a configuração de trocador de calor (lateral e concêntrico).
Bittle et al. (1995a), também avaliaram experimentalmente o escoamento em tubos capilares não-adiabáticos. Nos testes foram considerados apenas trocadores de calor laterais. Para tanto, empregaram uma variação da unidade experimental utilizada por Pate (1982), sendo o circuito de ar substituído pelo circuito do fluido de trabalho (ver item 2.2). Esse trabalho diferencia-se dos anteriores, pela utililização do fluido refrigerante HFC-152a e de um método estatístico para planejar e reduzir o número de experimentos. A técnica estatística aplicada é denominada projeto fatorial e permite avaliar o efeito de vários parâmetros independentes, no caso, características geométricas e operacionais do trocador de calor tubo capilar-linha de sucção, sobre uma ou mais variáveis dependentes (fluxo de massa e sub-resfriamento efetivo). O sub-resfriamento efetivo é uma forma de quantificar a transferência de calor do tubo capilar para a linha de sucção. No entanto, para a avaliação de tal parâmetro, em virtude da sua definição, apenas líquido deve existir no tubo capilar na região do trocador de calor. Bittle et al. (1995b), discutiram a validade da utilização desse parâmetro no caso da ocorrência de vaporização na região do trocador de calor. Concluíram, a partir de informações publicadas por Pate e Tree (1984a e 1984b), que nessa situação, em decorrência da transferência de calor do tubo capilar para a linha de sucção inibir a vaporização, baixos títulos eram observados, o que possibilita considerar que haja apenas líquido nessa região. Deve ser mencionado, que por considerar sempre trocadores de calor próximos do início do tubo capilar, esse estudo não contemplou a possibilidade de vaporização do refrigerante antes do contato do tubo capilar com a linha de sucção. O emprego da técnica estatística permitiu analisar o dispositivo tubo capilar-linha de sucção em uma ampla faixa de condições operacionais e características geométricas, empregando apenas vinte testes, sendo quatro deles repetições para quantificar o erro experimental. Foram também determinados os parâmetros independentes que influenciam significativamente o
fluxo de massa e o sub-resfriamento efetivo. A partir desses parâmetros foram determinadas correlações para o fluxo de massa e para o sub-resfriamento efetivo. Nesse mesmo estudo, o método estatístico foi também empregado na análise de trocadores de calor laterais com o fluido refrigerante CFC-12. Nesse caso foi realizado um total de dez testes, dois deles também repetições para quantificar o erro experimental. O menor número de testes, deve-se ao fato de que foram consideradas como variáveis independentes, somente aquelas determinadas nos testes com HFC-152a como significativamente influentes no fluxo de massa. Os resultados experimentais de fluxo de massa e sub-resfriamento efetivo foram utilizados numa análise comparativa com os valores provenientes das correlações desenvolvidas para o fluido HFC-152a. Posteriormente, Bittle et al. (1995b), também fizeram uso desses resultados experimentais para avaliação da acuracidade do método gráfico da ASHRAE (1988) que prediz o desempenho de tubos capilares não-adiabáticos com CFC-12. Esse método gráfico é baseado na utilização do sub-resfriamento efetivo, e portanto, na hipótese de existir somente líquido no tubo capilar na região do trocador de calor. Embora os autores tenham obtido boa concordância entre os valores de fluxo de massa medidos e preditos pelo método (todos os pontos dentro da faixa de 1 0%), a situação de vaporização
do refrigerante antes do contato do tubo capilar com a linha de sucção não foi avaliada. Bittle et al. (1995b), observaram que o método gráfico da ASHRAE (1988) para tubos capilares não-adiabáticos, apresentou uma melhor concordância com os resultados experimentais do que o método gráfico similar para tubos capilares adiabáticos, quando esse último foi comparado com os resultados experimentais apresentados por Kuehl e Goldschmidt (1990, 1991) e Wijaya (1991). Atribuíram a esses resultados a ocorrência da metaestabilidade nos tubos capilares adiabáticos.
2.2 Aparatos experimentais prévios
Os trabalhos discutidos no item anterior, apresentaram unidades experimentais que reproduzem o comportamento de um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapores empregando um tubo capilar não-adiabático como dispositivo de expansão. Tais aparatos permitem o controle e/ou medição
das váriaveis envolvidas no processo e são dos seguintes tipos: sistemas do tipo "blow-down", sistemas contínuos com bomba de líquido e sistemas por compressão mecânica de vapores.
A figura 2.1 mostra a bancada de ensaios utilizada por Pate (1982), a qual é um sistema do tipo “blow-down”. Tal bancada é composta por quatro circuitos independentes, cada um empregando um fluido diferente. No circuito do refrigerante, o fluido é armazenado em um reservatório a alta pressão e escoa através do tubo capilar para um reservatório a baixa pressão. O fluido é então condensado e mantido no reservatório de baixa pressão, sendo posteriormente, recirculado para o reservatório de alta pressão. Um outro circuito é o de ar, que consiste na passagem de ar frio através da tubulação de sucção. Os outros dois circuitos (nitrogênio e água) são auxiliares, sendo função do circuito de nitrogênio a determinação da pressão de entrada no tubo capilar, e do circuito de água, a determinação da pressão de evaporação e da temperatura do ar na entrada da
linha de sucção. Sistema de Nitrogênio Resfriador Sistema de A r do Ar HXJ— Çilindrp de Nitrogênio Acumulador D N2 R-12 Fluxímetro do sistema de Ar
Linha de Sucção Visor de_ Liquido Tubo Capilar
] Visor de Liquido Evaporador Aquecedor Fluxímetro do sistema de refrigerante Sistema de Refrigerante Linha de by-pass i r X Bomba Sistema de Água Unidade de Refrigeração
FIGURA 2.1 - Bancada de ensaios utilizada por Pate (1982).
A bancada apresentada é de caráter intermitente, e necessita de grandes quantidades de fluido refrigerante, em decorrência dos ensaios serem limitados pela capacidade dos reservatórios. A utilização de ar na linha de sucção também é
um fator limitante desse tipo de concepção de bancada, pois exige o controle da vazão mássica de ar para reproduzir a condição real do escoamento.
A bancada anterior foi modificada por Bittle et al. (1995a) que eliminaram o circuito de ar. Nesse caso, tanto o tubo capilar como a linha de sucção foram mantidos entre os reservatórios de alta e baixa pressão. Essa alternativa ao mesmo tempo que propiciou a passagem do refrigerante pela linha de sucção, realçou o problema da limitação dos testes pela capacidade dos reservatórios de refrigerante, uma vez que o volume da canalização entre os dois reservatórios foi aumentado.
De acordo com Pate (1982) e Bittle et al. (1995a) esse tipo de sistema apresenta as seguintes vantagens em relação a um sistema convencional de refrigeração por compressão mecânica de vapores : i) facilidade no controle das variáveis envolvidas no processo, ii) facilidade para obtenção de regime permanente, iii) garantia da ausência de óleo no escoamento e iv) possibilidade de realização de testes com misturas específicas de refrigerante e óleo lubrificante.
Uma outra concepção de bancada foi utilizada por Peixoto et al. (1994), a qual é mostrada esquematicamente na figura 2.2. Essa concepção caracteriza-se pelo emprego de três sistemas independentes, cada um dos quais, empregando um tipo de fluido refrigerante. O principal deles, o do fluido de trabalho, é um sistema contínuo, e emprega uma bomba de líquido ao invés de um compressor para originar a diferença de pressão desejada no tubo capilar. Para a realização do ciclo, é necessário que o refrigerante esteja na fase líquida na entrada da bomba, portanto, é função dos sistemas auxiliares proporcionarem essa condição, fazendo com que o fluido refrigerante, após a saída do tubo capilar, seja condensado e sub- resfriado antes da entrada da bomba. Os sistemas auxiliares são de etileno-glicol e R-502, e também auxiliam na manutenção e/ou determinação das condições de operação do sistema principal.
Essa instalação além de complexa, exige um tanque com etileno-glicol aquecido para minimizar a pulsação produzida pela bomba na pressão de entrada do tubo capilar. Além disso, são necessários variadores de velocidade no motor da bomba e do compressor da unidade de refrigeração do R-502, para
respectivamente, auxiliar no controle da pressão de entrada no capilar e no suprimento de refrigerante para os trocadores de calor A, B e C.
De acordo com Peixoto et al. (1994) essa bancada permite a circulação de refrigerante puro e possibilita a realização de ensaios com misturas específicas de óleo e refrigerante.
FIGURA 2.2 - Bancada de ensaios utilizada por Peixoto et al. (1994).
O aparato experimental a ser empregado nesse trabalho, o qual será apresentado detalhadamente no capítulo três, baseia-se num sistema simples de refrigeração por compressão mecânica de vapores.
A operação dessa bancada ao longo de quatro anos mostrou que nenhuma das pseudo-vantagens das bancadas utilizadas por Pate (1982), Bittle et al. (1995) e Peixoto (1994), são observadas na prática.
O principal argumento contra bancadas similares à empregada nesse trabalho, é a possível contaminação do sistema por óleo lubrificante, influenciando dessa forma no fluxo de massa através do tubo capilar. Entretanto, testes realizados por Gonçalves (1994) mostraram que a presença de óleo na parede do tubo capilar é praticamente inexistente. Além disso, em um trabalho mais recente,
Bittle et al. (1995) mostraram que concentrações em massa de até 1,4 % de óleo lubrificante no refrigerante HFC-134a, provocam alterações insignificantes no fluxo de massa.
APARATO EXPERIMENTAL
3.1 Introdução
Conforme mencionado no primeiro capítulo, o objetivo maior desse trabalho é analisar experimentalmente o escoamento de HFC-134a em tubos capilares não- adiabáticos. Para tanto, foi desenvolvida, no Núcleo de Pesquisa em Refrigeração, Ventilação e Condicionamento de Ar (NRVA) do Departamento de Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina, uma unidade experimental capaz de controlar e/ou medir os parâmetros relevantes desse tipo de escoamento. Tais parâmetros são: pressão na entrada do tubo capilar, pressão de evaporação, grau de sub-resfriamento, temperatura na entrada da linha de sucção e fluxo de massa. Esse aparato experimental, de agora em diante, denominado Bancada de Ensaio de Tubos Capilares Não-Adiabáticos (BETCnad), é uma adaptação da unidade experimental empregada por Gonçalves (1994) para testar tubos capilares adiabáticos.
Nos itens que se seguem, será apresentada uma descrição completa do funcionamento da BETCnad e dos procedimentos necessários para a realização dos testes.
3.2 Descrição do aparato experimental
A bancada utilizada por Gonçalves (1994), denominada BETC, é composta essencialmente por 3 sistemas: o sistema de refrigeração, o sistema elétrico e o sistema de medição.
Nas figuras 3.1 e 3.2 são apresentados, respectivamente, os diagramas dos sistemas de refrigeração da BETC e da BETCnad, sendo a codificação empregada nessas duas figuras descrita no apêndice I.
duas alterações principais no sistema de refrigeração da BETC para torná-la capaz de ensaiar tubos capilares não- adiabáticos.
FIGURA 3.1 - Sistema de refrigeração da BETC.
A primeira delas, refere-se à secção de testes, na qual, o tubo capilar adiabático da BETC foi substituído pelo trocador de calor tubo capilar-linha de sucção. A secção de teste, as duas válvulas pressostáticas (VP1 e VP2) que controlam a pressão de evaporação, e o tubo capilar não-instrumentado (TCNI) que possibilita eventuais modificações na secção de testes sem desligar a bancada, compõem os quatro dispositivos de expansão dos sistemas de refrigeração da BETC e BETCnad. Da segunda alteração fazem parte, o evaporador (EVAP1), a válvula de controle do tipo agulha (VG) e o misturador de líquido-vapor (MS), os quais foram acrescidos ao circuito de refrigeração da BETC com a finalidade de determinar e controlar a temperatura na entrada da linha de
sucção. Dessa forma, parte do fluido que sai do tubo capilar escoa diretamente para o misturador (MS), e parte escoa para o evaporador (EVAP1), onde é vaporizada e superaquecida. Em seguida, o fluido refrigerante superaquecido é misturado no misturador (MS) com o vapor úmido proveniente do tubo capilar, determinando assim a temperatura na entrada da linha de sucção. No evaporador (EVAP1), o calor necessário para a vaporização e superaquecimento do fluido refrigerante é fornecido por uma mistura de água e etileno-glicol. A temperatura dessa mistura é estabelecida por um equipamento denominado banho termostatizado (BT), o qual é dotado de uma bomba de líquido para circulação da mistura através do evaporador (EVAP1), de um sistema de refrigeração e de uma resistência elétrica com controle eletrônico.
Embora o fluido refrigerante, na saída do trocador de calor tubo capilar-linha de sucção, já esteja superaquecido, ele ainda escoa através de um segundo evaporador (EVAP2) e de um separador de líquido (SL), os quais foram mantidos na BETCnad com a finalidade de permitir, juntamente com o tubo capilar não instrumentado (TCNI), a operação da bancada durante os períodos de modificações na secção de testes. Na BETCnad o aquecedor do separador de líquido (ASL) foi retirado devido a sua pouca utilização.
Em um sistema convencional de refrigeração por compressão mecânica de vapores, o fluido refrigerante, então na condição de vapor superaquecido a baixa pressão, tem a sua pressão elevada por um compressor. No presente caso, são utilizados dois compressores herméticos alternativos (COMP1 e COMP2) com as suas carcaças interligadas por um tubo de 2" de diâmetro, cuja função é evitar que haja desequilíbrio entre as pressões dos compressores e, conseqüentemente, que ocorram problemas de retorno de óleo.
Na seqüência, o fluido refrigerante (vapor superaquecido a alta pressão) escoa através de dois separadores (S01 e S02) e de um filtro de óleo (FO) dispostos em série. Tanto os separadores como o filtro de óleo, utilizam aquecedores elétricos (ASO e AFO) que impedem a condensação do fluido refrigerante devido à troca de calor com o ambiente. O retorno de óleo dos separadores é automático, e o do filtro é manual.
O condensador (COND) e o sub-resfriador (SUB) são resfriados a água. O controle da vazão de água que resfria o condensador e, conseqüentemente, da pressão de condensação, é efetuado pela válvula pressostática (VPC).
Completando o circuito, o fluido refrigerante tem o seu grau de sub- resfriamento na entrada do tubo capilar ajustado para o valor desejado por intermédio de um aquecedor elétrico (AETC). A alimentação desse aquecedor elétrico é efetuada por um controlador de temperatura do tipo PID (proporcional, integral e derivativo). Antes da secção de teste existem ainda um filtro de nylon e um visor de líquido.
Cabe mencionar, que a extensão do circuito de refrigeração da BETC foi aumentada, permitindo a realização de ensaios com tubos capilares de até 4 m de
comprimento, em comparação aos 3 m anteriormente permitidos.
Os sistemas elétricos e de medição da BETC/BETCnad não serão descritos nesse trabalho, já que, com exceção da alteração do controle do aquecedor na entrada do tubo capilar (AETC), nenhuma alteração relevante, tanto no sistema elétrico como no sistema de medição da BETC, foi realizada.
3.3 Descrição da secção de teste
A secção de teste permite a realização de ensaios com trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção dos tipos lateral e concêntrico. No entanto, no presente trabalho, foram avaliados apenas trocadores de calor laterais, tendo sido o tubo capilar unido à linha de sucção pelo processo de brasagem com estanho.
Com exceção do fluxo de massa, todos os parâmetros operacionais que envolvem o escoamento de fluidos refrigerantes em tubos capilares não- adiabáticos foram medidos na secção de teste. Os pontos para a medição de tais parâmetros são indicados na figura 3.3, juntamente com as principais características geométricas desses dispositivos de expansão. Quais sejam: comprimento do tubo capilar (L), comprimento do trocador de calor (Ltc), comprimento de entrada adiabático (Le), diâmetro interno do tubo capilar (D) e diâmetro interno da linha de sucção (Ds).
Na entrada do tubo capilar, o grau de sub-resfriamento foi medido por intermédio das tomadas de pressão e temperatura dessa região (itens 1 e 2 da figura 3.3), sendo as mesmas posicionadas respectivamente a 5 e 10 mm da extremidade do tubo capilar.
Ainda com relação à entrada do tubo capilar, uma outra medição de temperatura interna ao escoamento foi também realizada. Tendo essa medição de temperatura sido posicionada a 110 mm a montante da extremidade do tubo capilar, e servido de base para o controlador de temperatura do tipo PID controlar o aquecedor na entrada do tubo capilar e, conseqüentemente, o grau de sub- resfriamento.
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Para uma melhor compreensão desse texto, cabe comentar, que os números entre parênteses aqui colocados, farão sempre referência aos itens da figura 3.3.
Na saída do tubo capilar foram também realizadas medições de pressão e temperatura, tendo o posicionamento da tomada de pressão (4) e do termopar interno ao escoamento (5) sido idêntico ao das tomadas de pressão e de temperatura na entrada do tubo capilar.
Os demais parâmetros operacionais, pressão na entrada do tubo capilar, pressão de evaporação e temperatura na entrada da linha de sucção, puderam ser medidos diretamente pelos transdutores de pressão na entrada do tubo capilar (2) e na entrada da linha de sucção (8) e pelo termopar interno ao escoamento na entrada da linha de sucção (6) (ver item 4.2).
Além dos parâmetros operacionais e das medições de pressão e temperatura na saída do tubo capilar, foram realizadas medições das temperaturas da parede ao longo do tubo capilar e do fluido refrigerante ao longo da linha de sucção, assim como também, da pressão na saída da linha de sucção (11).
Nas tomadas de temperatura da linha de sucção foram empregadas as mesmas conexões para instalação dos termopares internos na entrada e saída do tubo capilar (1 e 5).
Os termopares externos, além de terem sido enrolados na canalização para evitar a condução de calor, tiveram o seu contato com a superfície do tubo capilar mantido por meio de uma pasta térmica. A superfície do tubo capilar foi previamente envernizada para evitar que eventuais correntes elétricas pudessem vir a interferir na medição.
As posições dos termopares ao longo do tubo capilar e linha de sucção foram alteradas conforme a geometria do trocador de calor testado e serão convenientemente apresentadas no decorrer desse trabalho.
Para as medições de temperatura foram empregados termopares do tipo T (Cu-Co) com 0,13 mm de diâmetro e, para as medições de pressão, transdutores com sistemas de medição do tipo "strain gage".
Para evitar a transferência de calor entre o ambiente e o dispositivo de expansão, a secção de teste foi isolada. Para tanto, utilizou-se uma camada de lã
de vidro compactada, coberta por um plástico para evitar a penetração de umidade. Toda a secção de teste foi colocada numa caixa de madeira (4.800 x 300 x 300 mm), a qual foi preenchida com o mesmo material isolante.
3.4 Procedimento de ensaios
Diariamente, antes de se utilizar a bancada, fazia-se um registro das pressões e temperaturas com o intuito de verificar possíveis erros de leituras dos termopares e dos transdutores de pressão.
A chave geral da bancada era acionada para possibilitar a leitura das pressões, uma vez que essa chave, além de ser responsável pela energização do circuito elétrico de comando, é também responsável pela alimentação da fonte de tensão contínua dos transdutores de pressão, do fluxímetro, do aquecedor do filtro de óleo e do controlador de temperatura do tipo PID. Tomava-se o cuidado de desconectar esses dois últimos equipamentos da alimentação para que não houvesse aquecimento do fluido refrigerante durante esse teste.
Para que os dados do referido teste pudessem ser armazenados, eram também acionados o sistema de aquisição de dados, o microcomputador e o monitor do microcomputador. Tais equipamentos possuem chaves individuais próprias que são acionadas independentemente da chave geral da bancada.
Normalmente, a BETCnad quando desligada, encontra-se com oito das suas vinte e oito válvulas fechadas: válvulas de serviço (S1, S2 e S3), válvulas de expansão (VP1 e VP2), válvula de controle do sub-resfriador (VS), válvula de "by- pass" do fluxímetro (V15) e válvula da linha do tubo capilar não-instrumentado (V19) (ver figura 3.2).
Terminado o teste inicial, com aproximadamente quinze minutos de duração, dava-se início ao processo normal de utilização da bancada, por meio do fechamento da válvula de retorno de óleo do filtro (V9), da operação da bomba de líquido para circulação da água de condensação, do banho termostatizado, dos compressores e dos aquecedores dos separadores e do filtro de óleo. O aquecedor e o ventilador do evaporador (EVAP2) também podiam ser ligados, mas geralmente
