ESTUDO COMPARATIVO ENTRE OS COEFICIENTES DE …repositorio.roca.utfpr.edu.br/jspui/bitstream/1/... · practical and that preserves completely you taste and aroma. The present work

UNIVERSIDADE TECNOLÓGICA FEDERAL DO PARANÁ

DEPARTAMENTO ACADÊMICO DA MECÂNICA

CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA

NORTON PAULO FERREIRA

ESTUDO COMPARATIVO ENTRE OS COEFICIENTES DE

PERFORMANCE DOS CICLOS FRIGORÍFICOS CONVENCIONAL E

DE CASCATA AMÔNIA/AMÔNIA DO PROCESSO DE

LIOFILIZAÇÃO DE CAFÉ

TRABALHO DE CONCLUSÃO DE CURSO

CORNÉLIO PROCÓPIO

2016

NORTON PAULO FERREIRA

ESTUDO COMPARATIVO ENTRE OS COEFICIENTES DE

PERFORMANCE DOS CICLOS FRIGORÍFICOS CONVENCIONAL E

DE CASCATA AMÔNIA/AMÔNIA DO PROCESSO DE

LIOFILIZAÇÃO DE CAFÉ

Trabalho de Conclusão de Curso de graduação, apresentado à disciplina de Trabalho de Conclusão de Curso 2 do curso superior de Engenharia Mecânica do Departamento Acadêmico da Mecânica – DAMEC, da Universidade Tecnológica Federal do Paraná – UTFPR, como requisito parcial à obtenção do título de Engenheiro Mecânico. Orientador: Prof. Dr. Henrique Cotait Razuk

CORNÉLIO PROCÓPIO

2016

Universidade Tecnológica Federal do ParanáCampus Cornélio Procópio

Departamento Acadêmico de MecânicaCurso de Engenharia Mecânica

FOLHA DE APROVAÇÃO

Norton Paulo Ferreira

Estudo Comparativo Entre os Coeficientes de Performance dos Ciclos Frigoríficos Convencional e deCascata Amônia/Amônia do Processo de Liofilização de Café

Trabalho de conclusão de curso apresentado às 13:00hs do dia

01/06/2016 como requisito parcial para a obtenção do título de

Engenheiro Mecânico no programa de Graduação em Engenharia

Mecânica da Universidade Tecnológica Federal do Paraná. O

candidato foi arguido pela Banca Avaliadora composta pelos

professores abaixo assinados. Após deliberação, a Banca

Avaliadora considerou o trabalho aprovado.

______________________________________________

Prof(a). Dr(a). Henrique Cotait Razuk - Presidente (Orientador)

______________________________________________

Prof(a). Dr(a). Rubens Gallo - (Membro)

______________________________________________

Prof(a). Dr(a). Marcos Antonio de Souza Lourenço - (Membro)

A folha de aprovação assinada encontra-se na coordenação do curso.

AGRADECIMENTOS

Desde já peço desculpas àqueles cujos nomes não forem citados nesse texto

de agradecimentos, pois em tão poucas linhas seria impossível enunciar todos os que

fizeram parte dessa fase tão importante, mas tenham a certeza de minha gratidão.

Agradeço primeiramente à Deus por Suas bênçãos e pela oportunidade que

me é concedida com a conclusão desse trabalho, agradeço à minha mãe, Patricia, por

sua dedicação, atenção e carinho e pelo apoio que tem me dado ao longo de todos

esses anos. Agradeço à minha vó por “não ter me deixado desistir” e à toda a minha

família pela ajuda que têm me concedido, agradeço à minha namorada, Amanda, por

ter estado ao meu lado nesses últimos anos me apoiando nos momentos de

dificuldade.

Agradeço também a todos os meus amigos, àqueles que estão comigo desde

sempre e que nem mesmo a distância pode nos afastar e também àqueles, cuja

jornada iniciamos juntos ao entrarmos na universidade, devo minha gratidão pela

parceria.

Agradeço à Universidade Tecnológica Federal do Paraná e aos professores

que me serviram de exemplo ao longo desses anos de curso.

Reverencio o professor Dr. Henrique Cotait Razuk por sua dedicação, pelos

momentos de aprendizado e pela orientação desse trabalho.

Por fim, agradeço aos responsáveis, Ericsson Bernardino, Jaime Luiz

Busquim e Paulo Cézar Felício por esta oportunidade e à Cia Iguaçu de Café Solúvel

por ter aberto suas portas para realização deste trabalho em suas instalações.

RESUMO

FERREIRA, Norton P. Estudo comparativo entre os coeficientes de performance dos ciclos frigoríficos convencional e de cascata amônia/amônia do processo de liofilização de café. 2016. 91f. Trabalho de Conclusão de Curso (Graduação) – Curso Superior de Engenharia Mecânica, Universidade Tecnológica Federal do Paraná, Cornélio Procópio, 2016.

A refrigeração industrial vem sendo amplamente utilizada pelas indústrias alimentícias nos processos produtivos que envolvem remoção de líquidos, como a criodessecação (liofilização), que é a desidratação de alimentos com o objetivo de conservá-los e preservar suas propriedades por meio da remoção da água por sublimação. O processo de liofilização é amplamente empregado na indústria de café solúvel, onde o objetivo principal é um produzir um café instantâneo, rápido e prático e que conserve por completo seu sabor e aroma. O presente trabalho teve por objetivo um estudo de otimização e análise prática do layout industrial de refrigeração de um sistema de compressão de vapor em cascata empregado na empresa Cia Iguaçu de Café Solúvel, através da comparação do coeficiente de performance (COP) do sistema em questão com o COP de um sistema idealizado convencional e uma posterior análise exergética, buscando identificar os pontos de destruição da capacidade de realização de trabalho do sistema. Desta forma, foram identificados os pontos passíveis de otimização e foi constatado que a instalação frigorífica em questão se encontra defasada em relação à um sistema convencional, porém, em conformidade com as especificações da empresa. Palavras-chave: Refrigeração industrial. Liofilização de café. Compressão de vapor em cascata. Coeficiente de Performance (COP). Análise exergética.

ABSTRACT FERREIRA, Norton P. Comparison study between the coefficients of performance of refrigeration cycles conventional and in cascade ammonia/ammonia of coffee lyophilization process. 2016. 91f. Trabalho de Conclusão de Curso (Graduação) – Curso Superior de Engenharia Mecânica, Universidade Tecnológica Federal do Paraná, Cornélio Procópio, 2016. The industrial refrigeration has been widely used by the food industry in the productive process that involves liquid removal, like freeze-dry (lyophilization) that is dehydration of food with the objective to preserve properties and conserve the food through water removal by sublimation. The lyophilization process is widely employed on soluble coffee industry, where the main objective is produce an instant coffee, quick and practical and that preserves completely you taste and aroma. The present work aimed a study of optimization and practice analysis of industrial layout of refrigeration by a vapor system compression in cascade employed in the Cia Iguaçu de Café Solúvel company, through a comparison the coefficient of performance (COP), of the system in the question, with COP an conventional system idealized and an posterior exergy analysis, searching identify the points of destruction capability to achievement work system. In this way, were identified the points capable to be optimized and was verified that freezer installation in the question is lagged in relation to a conventional system, however, in conformity with the company specifications. Keywords: Industrial refrigeration. Coffee lyophilization. Vapor compression in cascade. Coefficient of Performance (COP). Exergy analysis.

LISTA DE FIGURAS

FIGURA 1 - DIAGRAMA DE TEMPERATURA E ENTROPIA (T – S).............. 18 FIGURA 2 - DIAGRAMA DE PRESSÃO E ENTALPIA (P – H)........................ 18 FIGURA 3 - CICLO DE REFRIGERAÇÃO DE CARNOT................................. 20 FIGURA 4 - DIAGRAMA T-S PARA O CICLO DE REFRIGERAÇÃO DE

CARNOT....................................................................................... 20 FIGURA 5 - DIAGRAMA P-H PARA O CICLO DE REFRIGERAÇÃO DE

CARNOT....................................................................................... 21 FIGURA 6 - ENERGIAS QUE ENTRAM E ENERGIAS QUE SAEM DO

CICLO DE REFRIGERAÇÃO DE CARNOT................................. 22 FIGURA 7 - A) DIAGRAMA T-S COM PONTO 1 POSICIONADO SOBRE A

LINHA DE SATURAÇÃO E PONTO 2 POSICIONADO NA REGIÃO DE VAPOR SATURADO. B) DIAGRAMA P-H COM PONTO 1 POSICIONADO SOBRE A LINHA DE SATURAÇÃO E PONTO 2 POSICIONADO NA REGIÃO DE VAPOR SATURADO.................................................................................. 23

FIGURA 8 - A) DIAGRAMA T-S COM SUPERAQUECIMENTO. B) DIAGRAMA P-H COM SUPERAQUECIMENTO.......................... 24

FIGURA 9 - A) DIAGRAMA T-S DO PROCESSO 3-4 REALIZADO POR UM DISPOSITIVO DE EXPANSÃO. B) DIAGRAMA P-H PARA O PROCESSO 3-4 REALIZADO POR UM DISPOSITIVO DE EXPANSÃO TORNA-SE ISOENTÁLPICO................................... 25

FIGURA 10 - A) DIAGRAMA T-S COM SUPERAQUECIMENTO E SUB-RESFRIAMENTO.B) DIAGRAMA P-H COM SUPERAQUECIMENTO E SUB-RESFRIAMENTO..................... 26

FIGURA 11 - A) DIAGRAMAS T-S E P-H DO CICLO IDEAL DE CARNOT. B) DIAGRAMAS T-S E P-H DO CICLO PADRÃO DE COMPRESSÃO DE VAPOR. C) DIAGRAMAS T-S E P-H DO CICLO PADRÃO DE COMPRESSÃO DE VAPOR COM AFASTAMENTOS (SUPERAQUECIMENTO E SUB-RESFRIAMENTO)........................................................................ 26

FIGURA 12 - VOLUME DE CONTROLE EM TORNO DO COMPRESSOR...... 28 FIGURA 13 - VOLUME DE CONTROLE EM TORNO DO CONDENSADOR.... 29 FIGURA 14 - VOLUME DE CONTROLE EM TORNO DO DISPOSITIVO DE

EXPANSÃO.................................................................................. 30 FIGURA 15 - VOLUME DE CONTROLE EM TORNO DO EVAPORADOR....... 31 FIGURA 16 - SISTEMA MULTIPRESSÃO COM DUPLO ESTÁGIO DE

COMPRESSÃO E RESFRIADOR INTERMEDIÁRIO................... 33 FIGURA 17 - A) DIAGRAMA T-S CICLO MULTIPRESSÃO COM DUPLO

ESTÁGIO DE COMPRESSÃO E RESFRIADOR INTERMEDIÁRIO. B) DIAGRAMA P-H CICLO MULTIPRESSÃO COM DUPLO ESTÁGIO DE COMPRESSÃO E RESFRIADOR INTERMEDIÁRIO............................................. 34

FIGURA 18 - SISTEMA MULTIPRESSÃO COM DUPLO ESTÁGIO DE COMPRESSÃO, RESFRIADOR INTERMEDIÁRIO E DUAS TEMPERATURAS DE EVAPORAÇÃO........................................ 35

FIGURA 19 - A) DIAGRAMA T-S CICLO MULTIPRESSÃO COM DUPLO ESTÁGIO DE COMPRESSÃO E DUAS TEMPERATURAS DE EVAPORAÇÃO. B) DIAGRAMA P-H CICLO MULTIPRESSÃO COM DUPLO ESTÁGIO DE COMPRESSÃO E DUAS TEMPERATURAS DE EVAPORAÇÃO........................................

36 FIGURA 20 - VOLUME DE CONTROLE EM TORNO DO RESFRIADOR

INTERMEDIÁRIO......................................................................... 37 FIGURA 21 - VOLUME DE CONTROLE EM TORNO DO CICLO..................... 38 FIGURA 22 - OPERAÇÃO SIMPLIFICADA DE UM CICLO FRIGORÍFICO

IDEAL DE COMPRESSÃO DE VAPOR EM CASCATA............... 40 FIGURA 23 - SISTEMA EM CASCATA COM INTERCAMBIADORES DE

CALOR EM AMBOS OS CICLOS INDEPENDENTES E DUAS TEMPERATURAS DE EVAPORAÇÃO........................................ 41

FIGURA 24 - A) DIAGRAMA T-S SISTEMA EM CASCATA. B) DIAGRAMA P-H SISTEMA EM CASCATA.......................................................... 41

FIGURA 25 - INTERFACE INICIAL COOLPACK............................................... 44 FIGURA 26 - EXEMPLO TROCADOR DE CALOR DE SUPERFÍCIE

RASPADA..................................................................................... 49 FIGURA 27 - FLUXOGRAMA DO SISTEMA CONSIDERADO PARA

ESTUDO....................................................................................... 51 FIGURA 28 - FLUXOGRAMA SIMPLIFICADO SISTEMA CASCATA

AMÔNIA/AMÔNIA......................................................................... 53 FIGURA 29 - FERRAMENTA REFRIGERATION UTILLITIES........................... 55 FIGURA 30 - DIAGRAMA T-S PARA O CICLO DE BAIXA COM

AFASTAMENTO ENTRE AS LINHAS DE PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO E EVAPORAÇÃO............................................ 57

FIGURA 31 - DIAGRAMA P-H PARA O CICLO DE BAIXA COM AFASTAMENTO ENTRE AS LINHAS DE PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO E EVAPORAÇÃO............................................ 57

FIGURA 32 - FLUXOGRAMA SISTEMA MULTIPRESSÃO IDEALIZADO........ 61

LISTA DE TABELAS

TABELA 1 - RELAÇÃO DAS TEMPERATURAS E PRESSÕES COLETADAS........................................................................... 54

TABELA 2 - RELAÇÃO DAS ENTALPIAS E ENTROPIAS CALCULADAS......................................................................... 56

TABELA 3 - VARIAÇÕES ENTÁLPICAS NOS COMPONENTES DO CICLO...................................................................................... 58

TABELA 4 - CARGAS TÉRMICAS ABSOLUTAS TROCADAS, TRABALHOS ENTREGUES E VAZÕES MÁSSICAS............. 59

TABELA 5 - RELAÇÃO DAS ENTALPIAS E ENTROPIAS CALCULADAS PARA O SISTEMA MULTIPRESSÃO IDEALIZADO............... 62

TABELA 6 - VARIAÇÕES ENTÁLPICAS NOS COMPONENTES DO CICLO MULTIPRESSÃO IDEALIZADO.................................. 62

TABELA 7 - CARGAS TÉRMICAS ABSOLUTAS TROCADAS, TRABALHOS ENTREGUES E VAZÕES MÁSSICAS DO SISTEMA MULTIPRESSÃO IDEALIZADO.............................. 63

TABELA 8 - EXERGIAS ESPECÍFICAS DE FLUXO E EXERGIAS ABSOLUTAS DE FLUXO NAS ENTRADAS E SAÍDAS DE CADA COMPONENTE DO SISTEMA CASCATA AMÔNIA/AMÔNIA.................................................................... 64

TABELA 9 - TRANSFERÊNCIAS DE EXERGIA ASSOCIADAS AO CALOR, TRANSFERÊNCIAS DE EXERGIA ASSOCIADAS AO TRABALHO E EXERGIAS DESTRUÍDAS........................ 65

LISTA DE ABREVIATURAS

Cia Companhia

Co. Company

Comp. Compressor

Cond. Condensador

Desc. Descarga

Evap. Evaporador

Eq. Equação

Int. Intermediária

Liq. Líquido

Ltd. Limited

Ltda. Limitada

Sat. Saturado

Suc. Sucção

LISTA DE SIGLAS

CFC Clorofluorcarboneto

COP Coefficient of Performance

DTU Technical University of Denmark

EES Engineering Equation Solver

ET Energy Engineering

HFC Hidrofluorcarboneto

HRS Heat Recuperation Systems

MEK Department of Mechanical Engineering

RI Resfriador Intermediário

AS Sociedade Anônima

SRL Societate cu Răspundere Limitată

VE Válvula de Expansão

SUMÁRIO

1. INTRODUÇÃO ...................................................................................................... 11

1.1. REFRIGERAÇÃO INDUSTRIAL E O PROCESSO DE LIOFILIZAÇÃO ............. 11

1.2. MOTIVAÇÃO PARA O TRABALHO ................................................................... 12

1.3. OBJETIVOS ....................................................................................................... 13

1.4. ESTRUTURA DO TRABALHO ........................................................................... 13

2. REFERENCIAL TEÓRICO .................................................................................... 14

2.1. CONSIDERAÇÕES TERMODINÂMICAS .......................................................... 14

2.2. CONCEITO DE REFRIGERAÇÃO ..................................................................... 19

2.3. CICLO DE REFRIGERAÇÃO DE CARNOT ....................................................... 19

2.4. CICLO PADRÃO DE COMPRESSÃO DE VAPOR ............................................ 22

2.5. SISTEMAS MULTIPRESSÃO ............................................................................ 32

2.6. SISTEMAS EM CASCATA ................................................................................. 39

2.7. COOLPACK ....................................................................................................... 43

2.8. ANÁLISE EXERGÉTICA .................................................................................... 45

3. SISTEMA EM CASCATA AMÔNIA/AMÔNIA ....................................................... 48

4. METODOLOGIA ................................................................................................... 52

5. RESULTADOS E DISCUSSÕES .......................................................................... 53

5.1. ANÁLISE DO SISTEMA EM CASCATA AMÔNIA/AMÔNIA.................................53

5.2. DESENVOLVIMENTO DO SISTEMA PARA COMPARAÇÃO.............................60

5.3. ANÁLISE EXERGÉTICA......................................................................................63

6. CONCLUSÃO ...................................................................................................... 67

REFERÊNCIAS ........................................................................................................ 69

APÊNDICES ............................................................................................................ 71

11

1. INTRODUÇÃO

1.1. REFRIGERAÇÃO INDUSTRIAL E O PROCESSO DE LIOFILIZAÇÃO

Stoecker e Jabardo (2002) definem a refrigeração industrial como sendo o

processo de refrigeração caracterizado por fornecer temperaturas que variam na faixa de

-70°C até 15°C. Tal processo é amplamente utilizado da indústria da construção, da

manufatura, química e de processos. Para este trabalho, destacam-se as aplicações da

refrigeração industrial no condicionamento de ar e na conservação e processamento de

alimentos e bebidas.

O condicionamento de ar nas indústrias, diferente do condicionamento de ar

doméstico que visa o conforto de pessoas, tem por finalidade satisfazer as condições de

temperatura necessárias aos processos produtivos (STOECKER; JABARDO, 2002).

No âmbito alimentício, a refrigeração industrial está presente, por exemplo, em

grandes redes de supermercados na conservação de alimentos congelados e não

congelados, bem como nos processos produtivos que envolvem remoção de líquidos,

como os processos de concentração, criodessecação (ou liofilização) entre tantos outros

utilizados no processamento de alimentos e bebidas.

A liofilização (ou criodessecação) é o processo de desidratação de alimentos (em

grande parte perecíveis) que visa preservar suas propriedades e conservar o alimento

por meio da remoção da água por sublimação. O processo é também utilizado na

indústria farmacêutica para conservação de princípios ativos, bactérias entre outros

(EMPRESA AGROINDUSTRIAL DE DESIDRATAÇÃO DE FRUTAS LTDA, 2014).

O processo de liofilização é amplamente empregado na indústria de café solúvel,

onde o objetivo principal é um produzir um café instantâneo, rápido e prático e que

conserve por completo seu sabor e aroma.

12

A Cia Iguaçu de Café Solúvel é hoje uma das maiores exportadoras de café do

Brasil e vice-líder no Brasil no segmento de café solúvel. Sua unidade de Cornélio

Procópio será alvo de estudo deste trabalho.

Em 22 de junho de 1967, em Cornélio Procópio, no Paraná, a Café Iguaçu foi fundada por grupos de cafeicultores dessa região, liderados pelas famílias Miyamoto, Höffig e Ferreira de Castro. Logo em 1972, a Marubeni Corporation, trading company com sede no Japão, passou a ter participação na empresa, o que contribuiu para consolidar a posição da Café Iguaçu também no mercado internacional. Em 1977, a Café Iguaçu já estava entre as 100 maiores empresas exportadoras do Brasil, com participação de 12,2% do total das exportações de café solúvel. No ano de 2002 a Café Iguaçu fez o seu primeiro investimento industrial em país estrangeiro, através de sua controlada Panfoods Co. Ltd., de Londres, Inglaterra, construindo uma unidade para torrefação de café e embalagem de café solúvel na Romênia, a Panfoods Romênia SRL onde ela comercializava o seu produto com a marca – “AMIGO”, se tornando líder neste mercado. Esta unidade hoje já não existe mais. Em 15 de setembro de 2010, foi inaugurado o segundo túnel de liofilização na fábrica em Cornélio Procópio, PR, o que possibilitou a ampliação da capacidade de produção de café solúvel liofilizado. Hoje a Café Iguaçu está entre as três maiores empresas exportadoras de café do Brasil, vice-líder no Brasil no segmento de café solúvel. (HISTÓRIA DA CAFÉ IGUAÇU).

1.2. MOTIVAÇÃO PARA O TRABALHO

Em visita técnica realizada à empresa, então citada, foi constatada a utilização de

um ciclo frigorífico em cascata (amônia/amônia), responsável por atender a um sistema

de ar condicionado à base de Glicol e dois trocadores de calor para congelamento de

creme de extrato de café. Tendo em vista o desenvolvimento tecnológico realizado nas

últimas décadas no âmbito da refrigeração industrial e sabendo que o projeto do ciclo

frigorífico em questão já está a algumas décadas em operação e ainda, que a análise do

coeficiente de performance de um ciclo frigorífico, bem como o conhecimento dos fatores

que podem otimizá-lo, têm importante relevância para empresa, do ponto de vista

econômico, o presente trabalho busca avaliar o desempenho deste ciclo frigorífico e

determinar se o mesmo é passível de alterações que venham a atualizar e melhorar seu

desempenho.

13

1.3. OBJETIVOS

O presente trabalho tem por objetivo geral complementar o entendimento e

reforçar os preceitos, teoremas e postulados expostos pelas disciplinas das áreas

térmica, termodinâmica e de fluidos, apresentadas ao longo do curso, através do estudo

e análise prática do layout industrial de refrigeração de um sistema de compressão a

vapor em cascata, empregado na empresa Cia Iguaçu de Café Solúvel, unidade Cornélio

Procópio, estabelecendo critérios para a análise do coeficiente de performance do ciclo

frigorífico em cascata amônia/amônia do processo de liofilização de café, bem como um

estudo de redução de custos e otimização da eficiência de refrigeração.

Como objetivos específicos, este trabalho procura estabelecer uma parceria

acadêmico empresarial de forma a atender às solicitações e necessidades especificadas

pela empresa, através do levantamento de dados pertinentes ao ciclo frigorífico que será

objeto de estudo deste trabalho, bem como possíveis propostas de redução de custos,

através da otimização da instalação frigorífica.

1.4. ESTRUTURA DO TRABALHO

Neste primeiro capítulo foi apresentado um breve conceito e aplicações da

refrigeração industrial e do processo de liofilização, bem como os fatores motivadores e

os objetivos deste trabalho. Já no Capítulo 2 são expostos os conceitos teóricos que

serão utilizados como base para compreensão e desenvolvimento das análises propostas

por este trabalho. Em seguida, no Capítulo 3, são descritos os materiais e métodos

empregados para realização das mesmas.

No Capítulo 4 são apresentados os resultados encontrados através das análises

realizadas, as discussões e questionamentos levantados ao longo do desenvolvimento

deste trabalho. Por fim, no Capítulo 5, são apresentadas as conclusões, possíveis

propostas de melhoria e considerações finais deste trabalho.

14

2. REFERENCIAL TEÓRICO

2.1. CONSIDERAÇÕES TERMODINÂMICAS

Ao se trabalhar com sistemas, alguns parâmetros devem ser previamente

estabelecidos. Segundo Wylen, Sonntag e Borgnakke (1995), a primeira lei da

termodinâmica enuncia os princípios da conservação da massa e da energia, aplicados

à termodinâmica, fundamentada na impossibilidade de se criar ou destruir energia, sendo

esta passível apenas de ser transformada, armazenada e/ou transferida.

“Um sistema termodinâmico é definido como uma quantidade de matéria de massa

e identidade fixas” (WYLEN; SONNTAG; BORGNAKKE, 1995, p. 14). Ou seja, não existe

entrada nem saída de massa do sistema. Da teoria da relatividade expressa pela equação

E = mc² (sendo “c” uma constante relativa à velocidade da luz no vácuo), a energia é

diretamente proporcional à massa e, uma variação de energia, implicaria em uma relativa

variação de massa. Porém, tal variação de massa pode ser desprezada, pois sua ordem

de grandeza é pequena demais para introduzir erros significativos em problemas

termodinâmicos. Desta forma, o princípio da conservação da energia pode ser

considerado independente do princípio da conservação da massa (WYLEN; SONNTAG;

BORGNAKKE, 1995, p. 92). Assim, para um volume de controle ao redor de um sistema

termodinâmico é possível dizer que a somatória das massas que entram no volume de

controle é igual à somatória das massas que saem do mesmo:

𝛴𝑚𝑒 = 𝛴𝑚𝑠 (1)

Da Eq. 1, os índices “e” e “s” designam as entradas e saídas, respectivamente.

Wylen, Sonntag e Borgnakke (1995) dizem que a energia de um sistema pode ser

avaliada de três formas distintas, sendo elas: energia interna (U), energia cinética (EC) e

energia potencial (EP). Desta forma:

15

ESISTEMA = U[ENERGIA INTERNA] + EC[ENERGIA CINÉTICA] + EP[ENERGIA POTENCIAL]

ou

𝐸 = 𝑈 + 𝐸𝐶 + 𝐸𝑃 (2)

As energias cinética e potencial estão associadas ao sistema de coordenadas

adotado e podem ser determinadas pelos parâmetros macroscópicos de massa,

velocidade e elevação, enquanto a energia interna representa todas as demais formas

de energia do sistema e está associada ao seu estado termodinâmico.

Çengel (2007) estabelece para os termos da Eq. 2 as seguintes relações:

A propriedade extensiva entalpia (H), é comumente utilizada no lugar da energia

interna (U) para análises de tipos específicos de processos e sistemas e é dada

pela Eq. 3:

𝐻 = 𝑈 + 𝑝𝑉 (3)

Em que, U é a energia interna do sistema, p é a pressão e V o volume.

A energia cinética pode ser avaliada através da Eq. 4:

𝐸𝐶 = 𝑚 𝑣²

2 (4)

Onde, m é a massa e v é a velocidade.

Enquanto a energia potencial pode ser avaliada em função da massa (m), da

aceleração da gravidade (g) e da elevação (Z):

𝐸𝑃 = 𝑚𝑔𝑧 (5)

A primeira lei aplicada à um sistema envolvendo mudança de estado, define a

energia do sistema como sendo a diferença entre o calor absorvido pelo sistema e o

trabalho realizado pelo mesmo (WYLEN; SONNTAG; BORGNAKKE, 1995):

16

𝐸 = 𝑄 – 𝑊 (6)

A equação acima em um processo, partindo de um ponto 1 até um ponto 2, assume

a forma:

𝐸2 – 𝐸1 = 𝑄1−2 – 𝑊1−2 (7)

Ou seja, a variação da energia do sistema quando passa do ponto 1 para o ponto

2 é caracterizada pela diferença entre o calor absorvido de 1 para 2 e o trabalho realizado

de 1 para 2.

Desta forma, igualando a Eq. 2 com a Eq. 7, substituindo as equações 2, 3 e 4 na

equação resultante e rearranjando os termos, para o processo que parte do ponto 1 até

o ponto 2, tem-se que:

𝑄1−2 = (𝐻2 – 𝐻1) + 𝑚(𝑣2

2− 𝑣12)

2+ 𝑚𝑔(𝑧2 – 𝑧1) + 𝑊1−2 (8)

E, por unidade de massa, a equação acima pode ser expressa em função das

propriedades específicas do sistema:

𝑞1−2 = (ℎ2 – ℎ1) + (𝑣2

2− 𝑣12)

2+ 𝑔(𝑧2 – 𝑧1) + 𝑤1−2 (9)

O princípio da conservação da energia, enunciado pela primeira lei da

termodinâmica, permite aferir, para um volume de controle, que a somatória das energias

que entram é igual à somatória das energias que saem:

𝛴𝐸𝑒 = 𝛴𝐸𝑠 (10)

17

A segunda lei da termodinâmica enuncia o sentido dos processos termodinâmicos

baseada no princípio das irreversibilidades presentes na natureza. Ela diz que processos

termodinâmicos ocorrem em um determinado sentido e nunca no sentido oposto, o que

torna impossível a existência de sistemas reversíveis e ideais na natureza (WYLEN;

SONNTAG; BORGNAKKE, 1995).

Quantitativamente, a segunda lei da termodinâmica se manifesta através da

entropia (S), que é dada pela Eq. 11:

𝑑𝑆 = 𝛿𝑄

𝑇 (11)

E a variação de entropia em um sistema partindo de um ponto 1 até um ponto 2

pode ser determinada através da integração da Eq. 11:

𝑆2 – 𝑆1 = ∫𝛿𝑄

𝑇

2

1 (12)

Diagramas de temperatura e entropia (T – s) e de pressão e entalpia (P – h) são

geralmente utilizados na engenharia para análises de fluidos que operam em sistemas.

Para tanto, as Figuras 1 e 2 mostram as curvas características de cada diagrama, bem

como os pontos principais a serem avaliados ao trabalhar-se com tais diagramas (T – s

e P – h, respectivamente).

Estando sobre a curva, o fluido encontra-se no estado saturado, sendo vapor do

lado direito da curva e líquido do lado esquerdo. Já nas regiões identificadas em azul o

fluido encontra-se no estado de líquido sub-resfriado enquanto nas regiões identificadas

em vermelho, o fluido encontra-se no estado de vapor superaquecido. Na região sob a

curva, identificada em verde, o fluido apresenta uma mistura de líquido e vapor. A

porcentagem de massa de vapor é denominada “título” (x) e pode ser determinada

através das relações (STOECKER; JABARDO, 2002):

18

𝑥 = 𝑠𝑝𝑜𝑛𝑡𝑜− 𝑠𝑙𝑖𝑞. 𝑠𝑎𝑡.

𝑠𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟 𝑠𝑎𝑡.− 𝑠𝑙𝑖𝑞. 𝑠𝑎𝑡. =

ℎ𝑝𝑜𝑛𝑡𝑜 − ℎ𝑙𝑖𝑞. 𝑠𝑎𝑡.

ℎ𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟 𝑠𝑎𝑡. – ℎ𝑙𝑖𝑞. 𝑠𝑎𝑡. (13)

Figura 1 – Diagrama de temperatura e entropia (T – s).

Figura 2 – Diagrama de pressão e entalpia (P – h).

19

2.2. CONCEITO DE REFRIGERAÇÃO

Stoecker e Jabardo (2002) definem refrigeração como sendo um ciclo

termodinâmico fechado onde o fluido de trabalho (refrigerante) passa por uma série de

processos, retornando ao seu estado inicial, de modo que, trabalho é entregue ao sistema

a fim de remover calor de uma dada região ou superfície.

Dentre os ciclos frigoríficos existentes, os principais e mais comuns utilizados na

indústria são os de absorção de vapor e de compressão de vapor, sendo que este último

será o foco de estudo deste trabalho.

2.3. CICLO DE REFRIGERAÇÃO DE CARNOT

Dentre os possíveis ciclos frigoríficos, o ciclo de Carnot representa o ciclo ideal de

refrigeração, portanto, aquele que apresenta a maior eficiência possível. O ciclo ideal de

compressão de vapor proposto por Carnot opera entre dois níveis de temperatura e

pressão (um de alta e um de baixa) e consiste, basicamente, dos seguintes processos,

ilustrados na Figura 3 (STOECKER; JABARDO, 2002):

1-2 Compressão adiabática isoentrópica reversível;

2-3 Rejeição de calor (condensação) isotérmica reversível;

3-4 Expansão adiabática isoentrópica reversível;

4-1 Evaporação isotérmica reversível.

20

Figura 3 – Ciclo de Refrigeração de Carnot.

As Figuras 4 e 5 mostram, respectivamente, os diagramas T-s (Temperatura –

Entropia) e P-h (Pressão – Entalpia) do ciclo representado na Figura 3, onde é possível

visualizar a natureza reversível de cada um dos processos então citados (1-2 adiabático

isoentrópico, 2-3 isotérmico, 3-4 adiabático isoentrópico, 4-1 isotérmico).

Figura 4 – Diagrama T-s para o ciclo de refrigeração de Carnot.

21

Figura 5 – Diagrama P-h para o ciclo de refrigeração de Carnot.

Admitindo um volume de controle ao redor do ciclo, algumas considerações devem

ser feitas:

1. No processo 1-2 ocorre a entrada de trabalho no sistema através do

compressor (WCOMP.);

2. No processo 2-3 ocorre a saída de calor do sistema para o ambiente externo

através do condensador (QCOND.);

3. No processo 3-4 ocorre a expansão isoentálpica, de forma que não entra e nem

sai calor ou trabalho;

4. E por fim, no processo 4-1 ocorre a entrada de calor do ambiente que se deseja

refrigerar para o sistema através do evaporador (QEVAP.).

A Figura 6 ilustra as energias que entram e as energias que saem do sistema,

conforme citado, indicadas através de setas.

22

Figura 6 – Energias que entram e energias que saem do ciclo

de refrigeração de Carnot.

2.4. CICLO PADRÃO DE COMPRESSÃO DE VAPOR

Tendo em vista que o ciclo proposto por Carnot é um ciclo ideal, alguns pontos

caracterizam o distanciamento entre um ciclo real de compressão de vapor e o ciclo ideal

de Carnot, definindo assim o ciclo padrão de compressão de vapor.

Começando pelo processo 1-2 (compressão) é possível observar pelas Figuras 4

e 5 que, no ciclo ideal, o ponto 1 encontra-se sob as curvas de saturação, ou seja,

consiste de uma mistura de líquido e vapor (apresenta título).

Segundo Stoecker e Jabardo (2002), em ciclos reais de refrigeração, a entrada de

líquido no compressor pode ocasionar problemas, tais como, o líquido, passando pelos

pistões do compressor, dilui e carrega o óleo de lubrificação ali presente. Razuk (2011)

23

diz que, consequente à falta de lubrificação ocorre a quebra das partes móveis do

compressor devido à dilatação térmica.

Desta forma, o primeiro ponto do ciclo real que difere do ciclo ideal é a compressão

de vapor seco. Enquanto no ciclo ideal ocorre a compressão de vapor úmido (líquido e

vapor entram no compressor) no ciclo real ocorrerá a compressão de vapor seco, de

forma que o ponto 1 (entrada do compressor) será considerado como estando sobre a

curva de vapor saturado, o que, consequentemente, posiciona o ponto 2 na região de

vapor superaquecido conforme mostrado nos diagramas T – s e P – h apresentados na

Figura 7.

Figura 7 – a) Diagrama T-s com ponto 1 posicionado sobre a linha de saturação e ponto 2

posicionado na região de vapor saturado. b) Diagrama P-h com ponto 1

posicionado sobre a linha de saturação e ponto 2 posicionado na região de

vapor saturado.

Ainda sobre a entrada do compressor, o posicionamento do ponto 1 na região de

vapor superaquecido é definido como grau de superaquecimento (diferença entre a

temperatura de entrada do compressor e a temperatura de saturação). O grau de

superaquecimento é intencional e empregado nas instalações reais de refrigeração a fim

de garantir que apenas vapor entre no compressor (RAZUK, 2011). Pode ser atingido,

principalmente, através de um trocador de calor posicionado entre a saída do evaporador

24

e a entrada do compressor ou, simplesmente, através do superdimensionamento do

evaporador.

A Figura 8 ilustra os diagramas T-s e P-h para um ciclo de Carnot com

superaquecimento.

Figura 8 – a) Diagrama T-s com superaquecimento. b) Diagrama P-h com superaquecimento.

O segundo ponto que difere o ciclo real do ideal, segundo Stoecker e Jabardo

(2002), é o estrangulamento do refrigerante através de um dispositivo ou de válvula de

expansão em vez de motor térmico para realização do processo 3-4. Inicialmente, a

expansão no processo 3-4 foi realizada por intermédio de um motor térmico, resultando

em um processo isoentrópico, sendo o trabalho produzido pelo motor utilizado no

processo de compressão. Porém, surgiram problemas como desenvolver um motor para

operar com a mistura líquido e vapor, controlar a vazão do motor e acoplar o motor ao

compressor. Desta forma, foi empregado o estrangulamento do fluido refrigerante.

Através do balanço de energia aplicado ao dispositivo de expansão, é possível adotar

que o processo se torna isoentálpico, já que a entalpia da entrada é, por convenção,

aproximadamente igual à entalpia da saída. A Figura 9 ilustra, através dos diagramas T-

s e P-h, o processo 3-4 realizado por um dispositivo de expansão.

Ainda sobre o processo 3-4, segundo Razuk (2011), o posicionamento do ponto 3

na região de líquido sub-resfriado é definido como grau de sub-resfriamento (diferença

entre a temperatura na saída do condensador e a temperatura na entrada do dispositivo

de expansão). Assim como o grau de superaquecimento, o grau de sub-resfriamento é

25

intencional e empregado nas instalações reais de refrigeração a fim de se evitar a

formação de bolhas de vapor que poderiam dificultar o escoamento do fluido refrigerante

pelo dispositivo de expansão e também aumentar a capacidade de refrigeração.

Figura 9 – a) Diagrama T-s do processo 3-4 realizado por um dispositivo de expansão.

b) Diagrama P-h para o processo 3-4 realizado por um dispositivo de expansão

torna-se isoentálpico.

Comumente é utilizado um intercambiador de calor entre o refrigerante que sai do

evaporador e o que sai do condensador a fim de provocar o sub-resfriamento do líquido

que sai do condensador e o superaquecimento do vapor que sai do evaporador.

A Figura 10 ilustra os diagramas T-s e P-h para um ciclo de Carnot com sub-

resfriamento e superaquecimento.

Os pontos então citados definem o ciclo padrão de compressão de vapor, bem

como os afastamentos do mesmo (superaquecimento e sub-resfriamento). A Figura 11

ilustra, através dos diagramas T-s e P-h, a transição do ciclo de Carnot ideal para o ciclo

padrão de compressão de vapor e para o ciclo padrão de compressão de vapor com

afastamentos.

26

Figura 10 – a) Diagrama T-s com superaquecimento e sub-resfriamento.

b) Diagrama P-h com superaquecimento e sub-resfriamento.

Figura 11 – a) Diagramas T-s e P-h do ciclo ideal de Carnot. b) Diagramas T-s e P-h do ciclo

padrão de compressão de vapor. c) Diagramas T-s e P-h do ciclo padrão de

compressão de vapor com afastamentos (superaquecimento e sub-resfriamento).

Partindo do princípio da conservação de energia enunciado pela primeira lei da

termodinâmica, é possível realizar um balanço de energia para cada componente do

27

ciclo, bem como para o ciclo como um todo a fim de determinar as energias que entram,

as energias que saem e a igualdade entre elas.

Desta forma:

Para o compressor:

Assumindo um volume de controle em torno do compressor, conforme mostra a

Figura 12 e aplicando a Eq. 8, tem-se que:

𝑄1−2 = (𝐻2 – 𝐻1) + 𝑚(𝑣2

2 − 𝑣12)

2+ 𝑚𝑔(𝑧2 – 𝑧1) + 𝑊1−2

Desprezando os efeitos de energia cinética e potencial:

𝑄1−2 = (𝐻2 – 𝐻1) + 0 + 0 + 𝑊1−2

Assumindo que durante o processo de compressão não haja troca de calor:

0 = (𝐻2 – 𝐻1) + 𝑊1−2

− 𝑊1−2 = (𝐻2 – 𝐻1) (13)

Por unidade de massa:

− 𝑤1−2 = (ℎ2 – ℎ1) (14)

O termo do lado esquerdo da equação, referente ao trabalho realizado durante o

processo 1-2, é negativo devido ao fato de que trabalho está sendo entregue ao sistema.

28

Figura 12 – Volume de controle em torno do compressor.

Para o condensador:

Assumindo um volume de controle em torno do condensador, conforme mostra a


𝑄2−3 = (𝐻3 – 𝐻2) + 𝑚(𝑣3

2 − 𝑣22)

2+ 𝑚𝑔(𝑧3 – 𝑧2) + 𝑊2−3


𝑄2−3 = (𝐻3 – 𝐻2) + 0 + 0 + 𝑊2−3

Assumindo que durante o processo de condensação nenhum trabalho é realizado:

𝑄2−3 = (𝐻3 – 𝐻2) + 0

29

𝑄2−3 = (𝐻3 – 𝐻2) (15)


𝑞2−3 = (ℎ3 – ℎ2) (16)

O termo do lado esquerdo da equação, referente ao calor trocado durante o

processo 2-3, será negativo devido ao fato de que o calor está saindo do sistema.

Figura 13 – Volume de controle em torno do condensador.

Para o dispositivo de expansão:

Assumindo um volume de controle em torno do dispositivo de expansão, conforme

mostra a Figura 14 e aplicando a Eq. 8, tem-se que:

𝑄3−4 = (𝐻4 – 𝐻3) + 𝑚(𝑣4

2 − 𝑣32)

2+ 𝑚𝑔(𝑧4 – 𝑧3) + 𝑊3−4


𝑄3−4 = (𝐻4 – 𝐻3) + 0 + 0 + 𝑊3−4

30

Assumindo que durante o processo de expansão nenhum trabalho é realizado

assim como nenhum calor é trocado:

0 = (𝐻4 – 𝐻3) + 0

𝐻3 = 𝐻4 (17)


ℎ3 = ℎ4 (18)

Como não há troca de calor nem realização de trabalho, a entalpia que entra é

igual à entalpia que sai do dispositivo de expansão, afirmando, desta forma, o processo

de expansão isoentálpico citado anteriormente.

Figura 14 – Volume de controle em torno do dispositivo de expansão.

Para o evaporador:

Assumindo um volume de controle em torno do evaporador, conforme mostra a


31

𝑄4−1 = (𝐻1 – 𝐻4) + 𝑚(𝑣1

2 − 𝑣42)

2+ 𝑚𝑔(𝑧1 – 𝑧4) + 𝑊4−1


𝑄4−1 = (𝐻1 – 𝐻4) + 0 + 0 + 𝑊4−1

Assumindo que durante o processo de evaporação nenhum trabalho é realizado:

𝑄4−1 = (𝐻1 – 𝐻4) + 0

𝑄4−1 = (𝐻1 – 𝐻4) (19)


𝑞4−1 = (ℎ1 – ℎ4) (20)

O termo “q4-1” do lado esquerdo da Eq. 20 é chamado de “efeito de refrigeração”

(STOECKER; JABARDO, 2002).

Figura 15 – Volume de controle em torno do evaporador.

32

Para o ciclo:

Assumindo um volume de controle em torno do ciclo, conforme mostra a Figura 6

e realizando um balanço de energia para o mesmo, conforme a Eq. 10, tem-se que:

𝛴𝐸𝑒 = 𝛴𝐸𝑠

𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃. + 𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃. = 𝑄2−3 (21)

Stoecker e Jabardo (2002) definem a eficiência de um ciclo como a relação entre

a energia útil (que se deseja atingir) e a energia que deve ser cedida para obtenção do

efeito desejado. A eficiência de ciclos frigoríficos é definida como coeficiente de

performance - COP (do inglês: Coefficient of Performance) e pode ser calculado através

da relação:

[𝐶𝑂𝐸𝐹𝐼𝐶𝐼𝐸𝑁𝑇𝐸 𝐷𝐸 𝑃𝐸𝑅𝐹𝑂𝑅𝑀𝐴𝑁𝐶𝐸] = [𝐸𝑁𝐸𝑅𝐺𝐼𝐴 Ú𝑇𝐼𝐿]

[𝐸𝑁𝐸𝑅𝐺𝐼𝐴 𝐶𝐸𝐷𝐼𝐷𝐴]

𝐶𝑂𝑃 = 𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.

𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃. (22)

2.5. SISTEMAS MULTIPRESSÃO

Além dos conceitos apresentados no tópico 2.4, que definem o ciclo padrão de

compressão de vapor, bem como seus afastamentos, de acordo com Stoecker e Jabardo

(2002), quando um ciclo de refrigeração apresenta uma diferença entre as temperaturas

de evaporação e condensação variando de 50 a 80°C, faz-se necessário o uso de

múltiplos estágios de pressão, sendo os mais empregados sistemas com duplo estágio

33

de compressão. Nesses sistemas, um compressor operará na linha de alta pressão e o

outro na linha de baixa pressão.

Quando múltiplos estágios de compressão são empregados, geralmente é

adotado o uso de equipamentos que tenham por função operar em uma linha de pressão

intermediária (entre a alta e a baixa), promovendo o resfriamento do vapor de descarga

do compressor de baixa antes de entrar no compressor de alta, bem como a separação

de líquido e vapor antes da sucção do compressor de alta, garantindo o grau de

superaquecimento à entrada do compressor de alta. Estes equipamentos são chamados

resfriadores intermediários. São utilizados a fim de limitar a temperatura do refrigerante

na descarga do compressor e promovem, por consequência, uma eventual redução do

trabalho de compressão.

A Figura 16 ilustra um exemplo de ciclo multipressão com duplo estágio de

compressão e resfriador intermediário.

Figura 16 – Sistema multipressão com duplo estágio

de compressão e resfriador intermediário.

34

No exemplo da Figura 16 é utilizada uma serpentina passando por dentro do

resfriador intermediário com o intuito de aumentar o grau de sub-resfriamento do líquido

que sai do condensador.

A Figura 17 apresenta os diagramas T-s e P-h para o ciclo multipressão ilustrado

na Figura 16.

Figura 17 – a) Diagrama T-s ciclo multipressão com duplo estágio de compressão e resfriador

intermediário. b) Diagrama P-h ciclo multipressão com duplo estágio de compressão

e resfriador intermediário.

A pressão intermediária ótima para sistemas multipressão com duplo estágio de

compressão e uma única temperatura de evaporação é definida por Stoecker e Jabardo

(2002) como sendo aquela que exige uma “potência de compressão combinada mínima”.

É dada pela média geométrica entre a pressão de sucção (PSUC.) e a pressão de descarga

(PDESC.) , apresentada pela Eq. 23:

𝑃𝑖𝑛𝑡, ó𝑡𝑖𝑚𝑎 = √𝑃𝑠𝑢𝑐. . 𝑃𝑑𝑒𝑠𝑐. (23)

No caso de um sistema multipressão com duplo estágio de compressão e duas

temperaturas de evaporação, a pressão intermediária não pode ser livremente fixada

como mostra a equação anterior, neste caso será definida pela pressão de evaporação

de alta.

35

A Figura 18 apresenta um exemplo de um ciclo multipressão com duplo estágio de

compressão e duas temperaturas de evaporação. Em seguida, a Figura 19 mostra os

diagramas T-s e P-h para o referido ciclo, respectivamente, destacando suas pressões

intermediárias.

Figura 18 – Sistema multipressão com duplo estágio de compressão,

resfriador intermediário e duas temperaturas de evaporação.

36

Figura 19 – a) Diagrama T-s ciclo multipressão com duplo estágio de compressão e duas

temperaturas de evaporação. b) Diagrama P-h ciclo multipressão com duplo

estágio de compressão e duas temperaturas de evaporação.

Para a consecução deste trabalho, será utilizado apenas o que diz respeito aos

ciclos multipressão com dois estágios de compressão, resfriador intermediário e duas

temperaturas de evaporação, desta forma, adotando como base o modelo apresentado

no exemplo da Figura 18 e realizando-se um balanço de energia para cada componente

do ciclo, bem como para o ciclo como um todo, é possível determinar as energias que

entram, as energias que saem e a igualdade entre elas.

Desta forma:

Para os compressores, condensador, dispositivos de expansão e

evaporadores a análise será similar àquela realizada no capítulo 2.4 para

os componentes do ciclo padrão de compressão de vapor.

Para o resfriador intermediário é realizado um balanço de massa e de

energia a partir das equações 1 e 10, respectivamente.

Assumindo um volume de controle em torno do resfriador intermediário, conforme

mostra a Figura 20, tem-se que:

37

𝛴𝑚𝑒 = 𝛴𝑚𝑠

𝑚4 + 𝑚8 + 𝑚10 = 𝑚1 (24)

Para o balanço de energia, no ponto 3, onde há uma divisão no fluxo de massa,

sendo uma parte que vai para o ponto 4 e outra que vai para o ponto 5, apenas por

convenção será adotado um ponto entre 3 e 5 anterior à entrada do resfriador

intermediário, denominado 5e (conforme destacado na Figura 20) de forma que após o

ponto 3, ao ocorrer a divisão do fluxo de massa, este origine os pontos 4 e 5e e,

posteriormente, após passar pelo resfriador intermediário, o ponto 5e se torne o ponto 5.

Assumindo que não existem trocas de calor com o meio e nem realização de

trabalho, o balanço de energia ficará apenas em função das entalpias. Desta forma:


𝑚5𝑒 . ℎ5𝑒 + 𝑚4. ℎ4 + 𝑚8. ℎ8 + 𝑚10. ℎ10 = 𝑚1. ℎ1 + 𝑚5. ℎ5 (25)

Figura 20 – Volume de controle em torno do resfriador intermediário.

38

Para o ciclo:

Assumindo um volume de controle em torno do ciclo, conforme mostra a Figura 21

e realizando um balanço de energia para o mesmo, conforme a Eq. 10, tem-se que:


𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴 + 𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 + 𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 + 𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴 = 𝑄𝐶𝑂𝑁𝐷. (26)

Figura 21 – Volume de controle em torno do ciclo.

O COP do sistema será dado pela Eq. 27:

𝐶𝑂𝑃 = 𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 + 𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴

𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 + 𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴 (27)

39

2.6. SISTEMAS EM CASCATA

Segundo Stoecker e Jabardo (2002), o ciclo em cascata é definido como um ciclo

de compressão de vapor em múltiplos estágios de pressão que se caracteriza por

constituir dois ciclos frigoríficos independentes, interligados entre si, onde cada um deles

opera com um fluido refrigerante diferente, compatível com suas respectivas pressões de

operação, de forma que não haja a mistura dos fluidos refrigerantes. A interface que

integra os sistemas é caracterizada por um trocador de calor que opera como evaporador

para o circuito de alta pressão e condensador para o de baixa.

O ciclo frigorífico em cascata é utilizado ao trabalhar com diferenças elevadas de

temperatura onde, utilizando um ciclo convencional com um único fluido refrigerante,

surgem problemas devido aos altos valores de pressão e volume específicos aos quais

o fluido refrigerante é submetido. Ao empregar temperaturas de evaporação muito baixas,

o volume específico do refrigerante se torna muito alto, o que gera a necessidade de um

compressor de alta capacidade volumétrica. Ainda, ao trabalhar com pressões abaixo da

pressão atmosférica, pode ocorrer a entrada de ar e umidade através de aberturas na

tubulação e, ao trabalhar com pressões acima da pressão atmosférica, a pressão de

descarga do compressor pode assumir valores muito elevados, o que exigiria tubulações

reforçadas o suficiente para suportar tais pressões.

A Figura 22 ilustra o diagrama básico de operação de um ciclo ideal de

compressão de vapor em cascata.

Segundo Pereira (2010), os ciclos em cascata amônia/CO2 vem assumindo

significativa viabilidade econômica/ecológica nas aplicações industriais, devido ao fato

de o CO2 ser um fluido refrigerante ecologicamente correto quando comparado aos CFC’s

e HFC’s.

Como um ciclo frigorífico em cascata consiste de dois ciclos independentes, todos

os conceitos expostos até então, nos tópicos 2.4 e 2.5, são válidos e aplicáveis a cada

um dos ciclos independentes. A Figura 23 ilustra um ciclo em cascata, supondo ambos

os ciclos independentes como sendo ciclos padrões de compressão de vapor com seus

respectivos afastamentos, bem como a utilização de intercambiadores de calor em

40

ambos os ciclos independentes e duas temperaturas de evaporação. Na sequência, a

Figura 24 mostra os diagramas T-s e P-h para o referido ciclo.

Figura 22 – Operação simplificada de um ciclo frigorífico ideal

de compressão de vapor em cascata.

Realizando-se um balanço de energia para cada componente do ciclo, bem como

para o ciclo como um todo, é possível determinar as energias que entram, as energias

que saem e a igualdade entre elas.

Desta forma:

Para os compressores, condensador, dispositivos de expansão e

evaporadores a análise será similar àquela realizada no capítulo 2.4 para

os componentes do ciclo padrão de compressão de vapor.

Para o trocador de calor cascata:

41

Figura 23 – Sistema em cascata com intercambiadores de calor em

ambos os ciclos independentes e duas temperaturas de evaporação.

Figura 24 – a) Diagrama T-s sistema em cascata. b) Diagrama P-h sistema em cascata.

42

Supondo que não haja troca de calor com o meio, nem realização de trabalho e

ainda, desprezando os efeitos de variação de energia cinética e potencial, ao se aplicar

a Eq. 10 e uma posterior substituição pela Eq. 8, tem-se que:

𝑄6−7 = 𝑄2−3 (28)

𝐻7 − 𝐻6 = 𝐻2 − 𝐻3 (29)

Para os intercambiadores de calor:

Aplica-se o mesmo procedimento que foi aplicado para o trocador de calor cascata

e tem-se que:

Para o intercambiador de alta:

𝑄3−4 = 𝑄7−1 (30)

𝐻3 − 𝐻4 = 𝐻1 − 𝐻7 (31)

E, como o fluxo de massa é o mesmo em ambos os lados do trocador de calor:

ℎ3 − ℎ4 = ℎ1 − ℎ7 (32)

Para o intercambiador de baixa:

𝑄3−4 = 𝑄6−1 (33)

𝐻3 − 𝐻4 = 𝐻1 − 𝐻6 (34)

E, como o fluxo de massa é o mesmo em ambos os lados do trocador de calor:

43

ℎ3 − ℎ4 = ℎ1 − ℎ6 (35)

Para o ciclo:

Assumindo um volume de controle em torno do ciclo e realizando um balanço de

energia para o mesmo, conforme a Eq. 10, tem-se que:


𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴 + 𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 + 𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 + 𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴 = 𝑄𝐶𝑂𝑁𝐷. (36)

O COP dos sistemas independentes, bem como o COP do ciclo como um todo,

será dado pelas equações:

𝐶𝑂𝑃𝐴𝐿𝑇𝐴 = 𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 + 𝑄𝐶𝐴𝑆𝐶𝐴𝑇𝐴

𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 (37)

𝐶𝑂𝑃𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴 = 𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴

𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴 (38)

𝐶𝑂𝑃𝑆𝐼𝑆𝑇𝐸𝑀𝐴 = 𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 + 𝑄𝐸𝑉𝐴𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴

𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐴𝐿𝑇𝐴 + 𝑊𝐶𝑂𝑀𝑃.𝐵𝐴𝐼𝑋𝐴 (39)

2.7. COOLPACK

O software CoolPack foi utilizado como software de apoio às análises realizadas

no presente trabalho.

CoolPack é uma compilação de modelos de simulação para sistemas de

refrigeração. O software atende a propósitos como: análise de ciclos, dimensionamento

de componentes, otimização e análise energética. O software foi desenvolvido pelo setor

44

de engenharia energética (ET - Energy Engineering) do departamento de engenharia

mecânica (MEK - Department of Mechanical Engineering) da universidade técnica da

Dinamarca (DTU - Technical University of Denmark). Sua interface inicial é apresentada

pela Figura 25.

O software consiste basicamente de três recursos: Refrigeration Utilities,

EESCoolTools, e Dynamic. O recurso Refrigeration Utilities apresenta uma compilação

de tabelas termodinâmicas, bem como diagramas T-s e P-h para diversos tipos de

refrigerantes comerciais. Já o recurso EESCoolTools foi desenvolvido na plataforma EES

(Engineering Equation Solver), programa utilizado para o desenvolvimento de modelos

de simulação de engenharia e, voltado para a refrigeração, possibilita a simulação de

modelos predeterminados de ciclos de frigoríficos, por fim, o recurso Dynamic é modelado

e resolvido através de um tipo de programa de simulação chamado DALI e oferece a

possibilidade de simulação dinâmica de elementos de um ciclo frigorífico (WRONSKI).

Figura 25 – Interface inicial CoolPack.

Fonte: Software CoolPack.

45

2.8. ANÁLISE EXERGÉTICA

Partindo dos princípios enunciados pela segunda lei da termodinâmica, de acordo

com Moran e Shapiro (2002), há oportunidade para realização de trabalho sempre que

dois sistemas em diferentes estados são colocados em contato. Um desses sistemas,

apropriadamente idealizado, é chamado de ambiente de referência de exergia e o outro

é o sistema de interesse, então exergia é definida como “o maior trabalho teórico possível

de ser obtido conforme eles interajam até o equilíbrio” (MORAN; SHAPIRO 2002, p. 220).

Para este trabalho, exergia será denotada pela letra A.

A exergia de um sistema em um determinado estado é dada pela Eq. 40:

𝐴 = (𝐸 − 𝑈0) + 𝑝0(𝑉 − 𝑉0) − 𝑇0(𝑆 − 𝑆0) (40)


𝑎 = (𝑒 − 𝑢0) + 𝑝0(𝑣 − 𝑣0) − 𝑇0(𝑠 − 𝑠0) (41)

Onde E é a energia do sistema, dada pela Eq. 2, V e S são, respectivamente, o

volume e a entropia do sistema e U0, V0, S0, T0 e p0 denotam, respectivamente, para o

ambiente de referência, a energia interna, o volume, a entropia e a pressão.

Para um sistema fechado, a variação de exergia entre dois estados é dada por:

𝐴2 − 𝐴1 = (𝐸2 − 𝐸1) + 𝑝0(𝑉2 − 𝑉1) − 𝑇0(𝑆2 − 𝑆1) (42)

A exergia específica de fluxo leva em conta a exergia que acompanha o fluxo de

massa e a exergia que acompanha o trabalho de fluxo (MORAN; SHAPIRO 2002, p. 232)

e é dada pela Eq. 43:

𝑎𝑓 = ℎ − ℎ0 − 𝑇0(𝑠 − 𝑠0) + 𝑉2

2+ 𝑔𝑧 (43)

46

Moran e Shapiro (2002) estabelecem que o balanço de exergia para volumes de

controle, em regime permanente, é dado pela Eq. 44:

0 = ∑ (1 − 𝑇0

𝑇𝑖)𝑄𝑖𝑖 − 𝑊𝑉𝐶 + ∑ 𝑚𝑒𝑎𝑓𝑒𝑒 − ∑ 𝑚𝑠𝑎𝑓𝑠𝑠 − 𝐴𝑑 (44)

Onde o primeiro termo do lado direito da equação representa a transferência de

exergia associada ao calor, em que Ti representa a temperatura imediatamente ao redor

da região em que ocorre a transferência de calor e, em regime permanente, Qi é a própria

carga térmica transferida. O segundo termo representa a transferência de exergia

associada ao trabalho Wvc, que em regime permanente é o próprio trabalho.

O termo que representa a transferência de exergia associada ao calor é avaliado

supondo que que, tanto a transferência de exergia quanto a transferência de calor

estejam na mesma direção, ou seja, ambas positivas ou ambas negativas. Nos casos em

que Ti for menor que T0, a transferência de exergia e a transferência de calor estarão em

sentidos opostos, desta forma, deve-se inverter o sinal do termo na equação. A mesma

interpretação é válida para o termo que denota a transferência de exergia associada ao

trabalho (MORAN; SHAPIRO 2002).

O terceiro e quarto termos denotam a transferência de exergia associada ao

escoamento de massa e ao trabalho de fluxo, na entrada e na saída, respectivamente,

do volume de controle.

O último termo da equação está associado à destruição de exergia em função das

irreversibilidades no interior do sistema. Sendo a exergia uma propriedade do sistema,

ela pode ser positiva, negativa ou nula, já a “destruição de exergia” não é uma

propriedade, portanto, só pode ser positiva (sistema com irreversibilidades) ou nula

(sistema ideal sem irreversibilidades). A mensuração da exergia destruída é uma boa

ferramenta para identificar pontos de um sistema que podem ou devem ser otimizados a

fim de se obter um melhor aproveitamento dos recursos energéticos (MORAN; SHAPIRO

2002).

47

Ainda sobre as análises de volumes de controle em regime permanente, quando

houver uma única entrada e uma única saída, a Eq. 44 se tornará:

0 = ∑ (1 − 𝑇0

𝑇𝑖)𝑄𝑖𝑖 − 𝑊𝑉𝐶 + 𝑚(𝑎𝑓1 − 𝑎𝑓2) − 𝐴𝑑 (45)

48

3. SISTEMA EM CASCATA AMÔNIA/AMÔNIA

O ciclo frigorífico em cascata, apresentado em visita técnica à empresa Cia Iguaçu

de Café Solúvel, é um projeto concebido pela empresa terceirizada Madef SA. Para o

projeto, foi exigido pela empresa contratante um ciclo que operasse com fluido

refrigerante “puro”, ou seja, sem contaminantes, como óleo, por exemplo. Tal exigência

deve-se ao fato de que o fluido refrigerante atuaria em um trocador de calor de superfície

raspada, em contato com o produto (creme de extrato de café) e, a fim de evitar possíveis

contaminações do produto, o fluido refrigerante não poderia conter ou carregar partículas

contaminantes.

Um trocador de calor por superfície raspada consiste, basicamente de dois tubos

concêntricos, como mostra a Figura 26, em que o fluido refrigerante passa entre o tubo

externo e o interno e o fluido que se deseja refrigerar passa por dentro do tubo interno,

sendo que a superfície deste é continuamente raspada por pás, hélices ou espirais

(acopladas à um eixo giratório) de forma a otimizar a área de transferência de calor

através da remoção da incrustação e aumento da convecção através da turbulência

gerada pelo movimento do eixo. Estes trocadores são amplamente empregados ao se

trabalhar com fluidos que apresentam alta viscosidade e/ou alta concentração de

partículas sólidas, como é o caso do creme de extrato de café (HRS-

HEATEXCHANGERS).

Além dos trocadores de calor de superfície raspada, o sistema frigorífico também

deveria atender um trocador de calor de casco e tubos (denominado Dowfrost) destinado

ao resfriamento de Glicol (anticongelante) utilizado nas instalações de ar condicionado

de alguns setores da empresa, bem como a climatização de uma antecâmara frigorífica

e a opção de degelo nas câmaras frigoríficas, atendido por este mesmo ciclo frigorífico.

Desta forma, a solução encontrada pela empresa para a questão da necessidade

de um fluido refrigerante puro, foi um sistema frigorífico em cascata, que consiste de um

sistema multipressão no ciclo de alta e de um sistema de circulação apenas, no ciclo da

baixa. A adoção de ciclo de circulação foi devido ao fato de que a existência de

compressor no ciclo, com o tempo, gera a contaminação do fluido refrigerante com óleo

49

de lubrificação. Portanto, empregando-se apenas bombeamento no ciclo de baixa, não

há contaminação do fluido refrigerante, tendo em vista também que em ciclos em cascata

não existe mistura do fluido refrigerante do ciclo de alta com o fluido refrigerante do ciclo

de baixa. Como o sistema em cascata não foi empregado devido à altas diferenças entre

a temperatura de condensação e a temperatura de evaporação e sim devido à

necessidade de um fluido refrigerante sem contaminantes, o fluido refrigerante

empregado em ambos os ciclos é o mesmo, amônia/amônia. O fluxograma do sistema

frigorífico em seu projeto original é apresentado no Apêndice A.1, com destaque para os

fluxos de refrigeração no fluxograma “a” e para o fluxo de degelo no fluxograma “b”.

Figura 26 – Exemplo trocador de calor de superfície raspada.

Fonte: Best Food Machine.

Com o passar dos anos, algumas alterações foram realizadas no projeto original

do sistema. O mesmo deixou de atender a antecâmara frigorífica de forma efetiva, ficando

apenas como “reserva” para casos de emergência ou paradas para manutenção do novo

sistema que foi implementado para atender apenas a esta antecâmara. O sistema em

cascata passou a atuar como “reserva” também para uma câmara de armazenamento de

extrato, bem como para as câmaras frigoríficas onde se encontram os trocadores de calor

de superfície raspada. Estas câmaras frigoríficas denominadas “Hoyers” são,

efetivamente atendidas por um sistema de absorção de amônia e mantêm temperaturas

50

abaixo de -50°C, mesmo que o sistema em cascata não tenha sido projetado atender

temperaturas tão baixas, ainda sim é utilizado em casos de emergência a fim de não

deixar a temperatura das câmaras aumentar demais. O fluxograma do sistema frigorífico

atual é apresentado no Apêndice A.2, com destaque para os fluxos de refrigeração no

fluxograma “a” e para o fluxo de degelo no fluxograma “b”.

Para este trabalho foram considerados apenas os pontos que o sistema cascata

atende efetivamente, de forma a desconsiderar os pontos em que atende como reserva.

O Apêndice A.3 apresenta o fluxo de refrigeração reserva no fluxograma “a” e o fluxo de

refrigeração efetiva no fluxograma “b”.

Ainda, sabendo que geradores de degelo não entram em cálculos de desempenho

de sistemas frigoríficos, já que os mesmos são utilizados esporadicamente em casos

específicos e também devido ao fato de que o calor gerado não entra e nem sai do

sistema de forma a recircular até que seja necessária sua utilização, o gerador de gás

quente foi desconsiderado a fim de simplificar as análises realizadas. Por fim, a Figura

27 mostra o fluxograma do ciclo que foi considerado para realização das análises

propostas por este trabalho.

Vale ressaltar que as alterações acima citadas são referentes apenas ao ciclo de

baixa pressão, sendo que o ciclo de alta permaneceu inalterado ao longo dos anos.

O sistema apresentado pela Figura 27 tem como componentes principais:

compressores de alta de baixa, ambos da marca Mayekawa modelo Mycow N6B,

condensador evaporativo com coletor, produzido pela empresa Madef SA modelo CE800,

resfriador intermediário também produzido pela empresa Madef SA, resfriador de glicol

Dowfrost modelo Fan Coil, condensador multipolar horizontal como trocador de calor

cascata produzido pela Madef SA, tanque de líquido denominado Domo, bomba

Frigostrella modelo ZM-1 e trocadores de calor de superfície raspada da marca Tetra Pak

modelo KF 2000XC.

51

Figura 27 – Fluxograma do sistema considerado para estudo.

52

4. METODOLOGIA

Primeiramente foi feito um levantamento do layout do ciclo frigorífico em questão

por meio de visitas realizadas à empresa, sob acompanhamento e orientação dos

operadores e responsáveis pelo setor. Também foi feito um levantamento de informações

presentes em documentos. Tendo em mãos o croqui do layout das instalações, com o

auxílio do software Autodesk AutoCAD, foram montados os fluxogramas apresentados

no capítulo 3, bem como um diagrama simplificado a fim de facilitar a interpretação do

ciclo, de forma a enumerar os pontos principais de coleta de temperatura e pressão.

Em seguida foram coletados todos os dados pertinentes à análise, nos pontos

enunciados. Assim, foi possível determinar as linhas de pressão principais do sistema,

sendo possível a determinação das entalpias e entropias dos pontos, bem como o

desenvolvimento dos diagramas T-s e P-h do ciclo, com o auxílio das tabelas e gráficos

do software CoolPack.

Os dados coletados e os dados tabelados encontrados, foram montados em uma

planilha do software Microsoft Excel e, em seguida, foi feita uma simulação numérica com

os dados coletados, a fim de se determinar as variações entálpicas e de se realizar um

balanço de massa e energia para o sistema. Então, foi determinado o coeficiente de

performance (COP) do ciclo, bem como seu consumo total de potência em KW.

A fim de estabelecer critérios de avaliação do COP encontrado, foi elaborado um

possível ciclo teórico, baseado no conceito de ciclo multipressão (conceito predominante

no sistema em estudo). Foram mantidas as particularidades do sistema vigente, tais como

temperaturas de evaporação, temperaturas de condensação e cargas térmicas a serem

removidas, porém, foi descartada a necessidade de um fluido refrigerante sem

contaminantes, de forma a comparar o COP do sistema em estudo com um possível COP

dos sistemas teóricos.

Por fim, foi realizada uma análise exergética do ciclo em cascata amônia/amônia

a fim de detectar os pontos de maior destruição de exergia para possíveis futuras

melhorias que venham a reduzir o consumo do ciclo ou melhorar o aproveitamento da

energia do sistema.

53

5. RESULTADOS E DISCUSSÕES

5.1. ANÁLISE DO SISTEMA EM CASCATA AMÔNIA/AMÔNIA

A Figura 28 apresenta o fluxograma simplificado do sistema frigorífico em cascata

elaborado através do software AutoCAD, conforme levantamento realizado ao longo das

visitas à empresa. No fluxograma estão presentes os pontos principais do sistema, que

foram analisados.

Figura 28 – Fluxograma simplificado sistema em cascata

amônia/amônia.

54

Os pontos 0, 7e e 14 foram adotados por convenção apenas para análises que

envolvem o resfriador intermediário.

Com base nas temperaturas e pressões coletadas ao longo das instalações, as

linhas de pressão principais do sistema foram definidas conforme segue:

Condensador: T = 30°C, P = 11,7bar;

Resfriador intermediário: T = -10°C, P = 2,9bar;

Evaporador da alta: T = -10°C, P = 2,9bar;

Trocador cascata do lado da alta pressão: T = -30°C, P = 1,2bar;

Trocador cascata do lado da baixa pressão: T = -25°C, P = 1,5bar;

Evaporadores da baixa: T = -25°C, P = 1,5bar.

ESTADO PRESSÃO P (Bar) TEMPERATURA T (°C)

ALTA

0 VAPOR SATURADO 2,9 -10

1 VAPOR SUPERAQUECIDO 2,9 10


3 VAPOR SATURADO 11,7 30

4 LÍQUIDO SATURADO 11,7 30

5 LÍQUIDO SUBRESFRIADO 11,7 28

6 LÍQUIDO + VAPOR 2,9 -10

7 LÍQUIDO SUBRESFRIADO 11,7 -8



10 VAPOR SUPERAQUECIDO 2,9 -2





BAIXA


2 LÍQUIDO SATURADO 1,5 -25

3 LÍQUIDO SATURADO 1,5 -25

4 LÍQUIDO SATURADO 4,9 4



Tabela 1 – Relação das temperaturas e pressões coletadas.

A relação das temperaturas e pressões coletadas, referentes aos pontos

destacados no fluxograma da Figura 28, são apresentadas pela Tabela 1.

Para a determinação das respectivas entalpias dos pontos, bem como para

elaboração dos diagramas T-s e P-h, foi utilizada a ferramenta Refrigeration Utillities do

software Coolpack, cuja interface é apresentada pela Figura 29.

55

Figura 29 – Ferramenta Refrigeration Utillities.

Fonte: Software CoolPack.

A Tabela 2 apresenta as entalpias e as entropias referentes aos pontos coletados.

As entropias dos pontos em que existe mistura de líquido e vapor (6, 8 e 9 do ciclo

de alta e do ponto 5 do ciclo de baixa) foram calculadas através da Eq. 13.

Os diagramas T-s e P-h, referentes ao ciclo da Figura 28, são apresentados no

Apêndice B, onde são mostrados os ciclos de alta e de baixa separadamente e em

conjunto, com distinção dos processos de compressão e bombeamento isoentrópicos

(teóricos) e reais.

A partir da análise dos diagramas T-s e P-h apresentados no Apêndice B, é

possível observar que o ciclo de baixa pressão apresenta um comportamento diferente

do comportamento padrão de um ciclo de refrigeração (conforme exposto no referencial

teórico). Devido à necessidade de uma amônia sem contaminantes e mediante a solução

encontrada de utilizar-se uma instalação de bombeamento para circulação do fluido em

vez de uma instalação convencional de compressão de vapor (o que poderia contaminar

a amônia), é possível observar que tanto a condensação quanto a evaporação do ciclo

ocorrem à mesma pressão e temperatura.

56

ESTADO

PRESSÃO P (Bar)

TEMPERATURA T (°C)

ENTALPIA h (KJ/Kg)

ENTROPIA s (KJ/Kg.K)

ALTA

0 VAPOR SATURADO 2,9 -10 1449,29 5,7514

1 VAPOR SUPERAQUECIDO 2,9 10 1498,49 5,9329


3 VAPOR SATURADO 11,7 30 1485,16 5,2594

4 LÍQUIDO SATURADO 11,7 30 339,04 1,4786

5 LÍQUIDO SUBRESFRIADO 11,7 28 329,61 1,4478

6 LÍQUIDO + VAPOR 2,9 -10 329,61 1,4966

7 LÍQUIDO SUBRESFRIADO 11,7 -8 163,58 0,8653

8 LÍQUIDO + VAPOR 1,2 -30 163,58 0,8839

9 LÍQUIDO + VAPOR 2,9 -10 163,58 0,8656

10 VAPOR SUPERAQUECIDO 2,9 -2 1469,35 5,8339





BAIXA


2 LÍQUIDO SATURADO 1,5 -25 86,97 0,5677

3 LÍQUIDO SATURADO 1,5 -25 86,97 0,5677


5 LÍQUIDO + VAPOR 1,5 -25 218,3 1,0969


Tabela 2 – Relação das entalpias e entropias calculadas.

Ainda sobre o ciclo de baixa pressão, é possível inferir que, o fluido ao passar pelo

condensador e sair do tanque de líquido, é bombeado para que esteja em constante

circulação. Com o bombeamento, ocorre um aumento de pressão que é compensada

pela expansão na válvula antes da entrada do evaporador, voltando à mesma pressão

de condensação. A elevação de pressão e temperatura observada na região de vapor

superaquecido é devido ao superaquecimento à saída do evaporador. Assim, evaporação

e condensação ocorrem ao longo de uma mesma linha de pressão, diferindo apenas pelo

sentido da mudança de estado: de vapor para líquido e de líquido para vapor. As Figuras

30 e 31 ilustram melhor este processo, apresentando um distanciamento entre as linhas

de pressão de condensação e evaporação apenas para melhorar o entendimento, porém,

ambos os processos se encontram sobre a mesma linha.

57

Figura 30 – Diagrama T-s para o ciclo de baixa com afastamento entre as linhas de pressão

de condensação e evaporação.

Figura 31 – Diagrama P-h para o ciclo de baixa com afastamento entre as linhas de

pressão de condensação e evaporação.

Tendo determinadas as entalpias referentes ao ciclo, e partindo do balanço de

energia apresentado no referencial teórico, foi realizado um balanço de energia para cada

58

um dos componentes do sistema a fim de determinar suas respectivas variações

entálpicas. Os resultados são apresentados na Tabela 3.

VARIAÇÕES ENTÁLPICAS (KJ/Kg)

ALTA

wcomp. alta 219,98

wcomp. baixa 237,99

qcondensador 1155,55

qcascata evap. 1270,32

qdowfrost 1305,77

BAIXA

wbomba 131,33

qcascata cond. 1361,58

qhoyer 1223,27

Tabela 3 – Variações entálpicas nos componentes do ciclo.

Os graus de superaquecimento útil e total, bem como os graus de sub-resfriamento

observados através da análise dos diagramas foram:

SUPERAQUECIMENTO TOTAL

ΔT (°C)

HOYER - CASCATA 8

CASCATA - COMP. BAIXA 20

RI - COMP. ALTA 20

SUPERAQUECIMENTO ÚTIL

ΔT (°C)

HOYER - CASCATA 5

CASCATA - COMP. BAIXA 5

RI - COMP. ALTA 20

SUBRESFRIAMENTO

ΔT (°C)

CONDENSADOR 2

RI 36

A partir de levantamentos de manuais e documentações da empresa, foi

constatado que a carga térmica admitida nos trocadores de calor de superfície raspada

presentes nos Hoyers varia entre 27000 e 54000 Kcal/h e a carga térmica admitida pelo

resfriador de Glicol (Dowfrost) varia de 10000 a 11500 Kcal/h.

59

Partindo da carga térmica máxima admitida pelos evaporadores dos ciclos de alta

e de baixa pressão, foram realizados sucessivos balanços de energia e de massa a fim

de se obter os valores das vazões mássicas ao longo do sistema, bem como os valores

das cargas térmicas absolutas trocadas e o valor do trabalho entregue ao sistema através

dos compressores e da bomba. A Tabela 4 apresenta os resultados encontrados.

CARGA TÉRMICA / TRABALHO (KW)

VAZÃO MÁSSICA (Kg/s)

BAIXA

HOYER 1 62,8 0,0513

HOYER 2 62,8 0,0513

BOMBA 13,5 0,1027

CASCATA COND. 139,8 0,1027

ALTA

CASCATA EVAP. 139,8 0,1101

COMP. BAIXA 26,2 0,1101

DOWFROST 13,4 0,0102

COMP. ALTA 42,2 0,1917

CONDENSADOR 221,6 0,1917

Tabela 4 – Cargas térmicas absolutas trocadas, trabalhos entregues e vazões mássicas.

Sendo conhecidos os valores absolutos de calor e trabalho do sistema, foi

realizado um balanço de energia para o mesmo, a fim de aferir a confiabilidade dos

cálculos realizados.

BAIXA:

ΣEE = ΣES

139,09 ~ 139,81

ALTA:

ΣEE = ΣES

221,55 ~ 221,57

Tendo concluído o balanço de energia e constatando-se que os dados coletados

e calculados conferem ao sistema a devida confiabilidade e garantia de equilíbrio

60

energético, foi calculado coeficiente de performance (COP) do sistema, bem como seu

consumo total de potência em KW, conforme segue:

COPALTA = 2,24

COPBAIXA = 9,31

COPSISTEMA = 1,69

CONSUMO DO SISTEMA = 81,9 KW

5.2. DESENVOLVIMENTO DO SISTEMA PARA COMPARAÇÃO

A fim de estabelecer critérios para avaliação do COP encontrado, foi elaborado um

possível ciclo teórico, baseado no conceito de multipressão, predominantemente

presente no sistema em estudo.

A proposição foi a de um sistema multipressão convencional. Partindo do

pressuposto de que fosse possível a utilização do mesmo fluido refrigerante nos

trocadores de calor por superfície raspada e nos compressores, ou seja, sem a

necessidade de um fluido refrigerante livre de contaminantes e, a partir do conceito

apresentado no referencial teórico de sistema multipressão com duplo estágio de

compressão, resfriador intermediário e duas temperaturas de evaporação e ainda,

observando o ciclo de alta pressão presente no sistema cascata em estudo, é possível

dizer que ambos são similares e que este pode ser considerado como um sistema

multipressão convencional.

Desta forma, para a comparação, foi considerado o ciclo de alta pressão do

sistema cascata em estudo da forma como se encontra, a fim de estabelecer critérios

mais próximos o possível da realidade, já que o mesmo é real e encontra-se instalado e

em operação. Assim, apenas a linha de pressão de evaporação do ciclo foi alterada, de

forma a coloca-la em conformidade com a linha de pressão de interesse que no caso é

61

de 1,5bar (T = -25°C) e, mantendo o grau de superaquecimento útil e total, foram feitas

as devidas alterações para temperatura de saída do evaporador e entrada do compressor

de baixa. A Figura 32 mostra o fluxograma simplificado do sistema multipressão que será

considerado como comparativo. Seus respectivos diagramas T-s e P-h, levando em

consideração os valores coletados e calculados anteriormente para o sistema cascata

amônia/amônia, são apresentados no Apêndice C.

Figura 32 – Fluxograma sistema multipressão idealizado.

Aplicando os mesmos procedimentos realizados anteriormente para o sistema

cascata amônia/amônia, foram determinadas as variações entálpicas, cargas térmicas

trocadas pelo sistema e trabalho entregue ao sistema através dos compressores e da

bomba. Também foi realizado um balanço de massa e energia para o sistema e foi

calculado coeficiente de performance do mesmo, bem como seu consumo total de

potência em KW. Os resultados encontrados são apresentados a seguir.

62

As cargas térmicas demandadas nos trocadores de calor de superfície raspada e

no resfriador de Glicol também foram mantidas.

ESTADO PRESSÃO

P (Bar) TEMPERATURA

T (°C) ENTALPIA h (KJ/Kg)

ENTROPIA s (KJ/Kg.K)

0 VAPOR SATURADO 2,9 -10 1449,29 5,7514



3 VAPOR SATURADO 11,7 30 1485,16 5,2594


5 LÍQUIDO SUBRESFRIADO 11,7 28 329,61 1,4478

6 LÍQUIDO + VAPOR 2,9 -10 329,61 1,4966

7 LÍQUIDO SUBRESFRIADO 11,7 -8 163,58 0,8653

8 LÍQUIDO + VAPOR 1,5 -25 163,58 0,8839

9 LÍQUIDO + VAPOR 2,9 -10 163,58 0,8656






Tabela 5 – Relação das entalpias e entropias calculadas para o sistema multipressão idealizado.

VARIAÇÕES ENTÁLPICAS (KJ/Kg)

wcomp. alta 219,98

wcomp. baixa 89,01

qcondensador 1155,55

qdowfrost 1305,77

qhoyer 1277,99

Tabela 6 – Variações entálpicas nos componentes do ciclo multipressão idealizado.

SUPERAQUECIMENTO TOTAL

ΔT (°C)

HOYER - COMP. BAIXA 15

RI - COMP. ALTA 20

SUPERAQUECIMENTO ÚTIL

ΔT (°C)

HOYER - COMP. BAIXA 5

RI - COMP. ALTA 20

SUBRESFRIAMENTO

ΔT (°C)

CONDENSADOR 2

RI 36

63

CARGA TÉRMICA / TRABALHO (KW)

VAZÃO MÁSSICA (Kg/s)

HOYER 1 62,80 0,049141

HOYER 2 62,80 0,049141

COMP. BAIXA 8,75 0,098282

DOWFROST 13,37 0,010243

COMP.ALTA 34,73 0,157900


Tabela 7 – Cargas térmicas absolutas trocadas, trabalhos entregues e vazões mássicas do sistema multipressão idealizado.

Balanço de energia:

ΣEE = ΣES

182,46 ~ 182,46

COPSISTEMA = 3,19

CONSUMO DO SISTEMA = 43,5 KW

Ao comparar o COP do sistema real em cascata com o COP do sistema

multipressão proposto é possível observar que o sistema multipressão apresenta

significativa vantagem sobre o sistema em cascata, o que se justifica pela presença da

instalação de bombeamento no sistema em cascata, sendo que mais trabalho é

necessário para se atingir os mesmos objetivos, ou seja, no sistema em cascata mais

trabalho é entregue ao sistema para se obter o mesmo efeito de refrigeração.

Consequentemente o consumo de potência do sistema em cascata é superior ao

consumo do sistema multipressão proposto.

5.3. ANÁLISE EXERGÉTICA

Uma análise exergética do sistema em cascata amônia/amônia é capaz de

identificar pontualmente os locais de maior destruição da capacidade de realização de

trabalho do sistema.

64

Para aplicação das análises desenvolvidas no referencial teórico para cada um

dos componentes do sistema, foram utilizados os valores de entalpia e entropia presentes

na Tabela 2, bem como os valores das cargas térmicas e das vazões mássicas presentes

na Tabela 4. Foi adotado como estado de referencia a temperatura e pressão ambiente,

como sendo 25°C e 1atm (1,013bar), respectivamente. Assumindo que a amônia se

encontra no estado gasoso à temperatura e pressão ambiente, pelas tabelas da

ferramenta Refrigeration Utilities do software CoolPack, suas propriedades entalpia e

entropia são, respectivamente, h = 1546,36 KJ/Kg e s = 6,6 KJ/Kg.K.

Aplicando a Eq. 43 para as entradas e saídas de cada um dos componentes do

ciclo e, em seguida, multiplicou-se os resultados encontrados pelas respectivas vazões

mássicas a fim de se determinar o valor absoluto de exergia nos pontos em questão. Os

resultados encontrados são apresentados na Tabela 8.

Em seguida, aplicando a Eq. 45 nos compressores, condensador, evaporadores,

dispositivos de expansão e bomba e a Eq. 44 no resfriador intermediário e no trocador

de calor cascata, foi determinada a destruição de exergia em cada um dos componentes

do sistema. Os resultados são apresentados na Tabela 9.

afe (KJ/Kg) afs (KJ/Kg) Afe (KW) Afs (KW)

HOYER 1 311,864 64,861 16,010 3,329

HOYER 2 311,864 64,861 16,010 3,329

BOMBA 338,235 321,072 34,729 32,967

VE HOYER 1 321,072 311,864 16,483 16,010

VE HOYER 2 321,072 311,864 16,483 16,010

CASCATA 63,676 338,235 6,538 34,729

320,614 34,841 35,285 3,834

VE CASCATA 326,160 320,614 35,895 35,285

COMP. BAIXA 29,207 168,618 3,214 18,557

VE RI 318,605 304,077 22,761 21,723

RESFRIADOR INTERMEDIÁRIO

151,287 155,812 1,549 29,875

318,605 326,160 38,327 39,236

168,618

18,557

304,077 21,723

VE DOWFROST 326,160 326,062 3,340 3,339

DOWFROST 326,062 151,287 3,339 1,549

COMP. ALTA 150,925 368,790 28,938 70,711

CONDENSADOR 338,298 318,605 64,865 61,089

Tabela 8 – Exergias específicas de fluxo e exergias absolutas de fluxo nas entradas e saídas de cada componente do sistema cascata amônia/amônia.

65

AQ (KW) AW (KW) Ad (KW)

HOYER 1 12,661

0,019

HOYER 2 12,661 0,019

BOMBA

13,484 15,247

VE HOYER 1

0,472

VE HOYER 2 0,472

CASCATA 3,259

VE CASCATA 0,610

COMP. BAIXA 26,192 10,849

VE RI

1,037

RI 11,046

VE DOWFROST 0,001

DOWFROST 1,779 0,010

COMP. ALTA 42,178 0,405


SOMA 50,882

Tabela 9 – Transferências de exergia associadas ao calor, transferências de exergia associadas ao trabalho e exergias destruídas.

O Gráfico 1 apresenta a porcentagem de exergia destruída por cada componente

do sistema.

Gráfico 1 – Porcentagem de participação de cada componente do sistema na destruição

de exergia.

4%

30%

6%

21%

2%

22%

15%

PORCENTAGEM DE PARTICIPAÇÃO DE CADA COMPONENTE DO SISTEMA NA DESTRUIÇÃO DE

EXERGIA

OUTROS

BOMBA

TROCADOR DECALOR CASCATA

COMP. BAIXA

VE RI

RESFRIADORINTERMEDIÁRIO

CONDENSADOR

66

A partir da análise do Gráfico 1 é possível observar que componentes como

bomba, compressor de baixa, resfriador intermediário e condensador são responsáveis

pelas maiores parcelas de destruição de exergia do sistema, enquanto o trocador de calor

cascata fica com uma parcela pequena, porém considerável. A válvula de expansão do

resfriador intermediário e “outros” apresentam uma parcela desprezível diante das

demais. A parcela “outros” é composta pelos dois trocadores de calor de superfície

raspada presente nos Hoyers 1 e 2, bem como suas respectivas válvulas de expansão,

a válvula de expansão do trocador de calor cascata, o compressor de alta e o resfriador

de Glicol (Dowfrost) com sua respectiva válvula de expansão.

67

6. CONCLUSÃO

Partindo dos levantamentos de dados realizados ao longo das visitas técnicas à

Cia Iguaçu de Café Solúvel foi possível conhecer a instalação não convencional de um

ciclo frigorífico que coloca em cascata um sistema multipressão com uma instalação de

bombeamento utilizando em ambos os sistemas o mesmo fluido refrigerante (Amônia –

NH3), sendo este sistema a solução encontrada para atender à necessidade da empresa

de se trabalhar com um fluido refrigerante sem contaminantes. A partir do levantamento

do histórico documentado da instalação frigorífica foi possível tomar nota das

modificações que o sistema sofreu ao longo dos anos em que vem operando. Tais

modificações levaram o sistema a atender de forma superdimensionada suas demandas

efetivas, porém, como ainda atende a outros propósitos como reserva, pode-se dizer que

a instalação se encontra dimensionada na medida correta.

Após realizadas as análises de comparação do coeficiente de performance (COP),

foi possível constatar que o COP do sistema em cascata em questão encontra-se

defasado em, aproximadamente, 47% em relação ao COP de um sistema multipressão

convencional. Pode-se dizer que o coeficiente de performance da instalação atual é,

praticamente, a metade do coeficiente de performance de uma instalação convencional,

devido apenas ao fato de encontrar-se em cascata com uma instalação de

bombeamento. Consequentemente, o consumo de potência da instalação atual é,

aproximadamente, o dobro daquela que seria convencional.

A partir da análise exergética realizada foi possível identificar os pontos de maior

destruição da capacidade de realização de trabalho do sistema, sendo os pontos de maior

significância presentes na bomba, compressor de baixa, resfriador intermediário e

condensador. Quanto ao resfriador intermediário, é possível inferir que, sendo este um

ponto de convergência de inúmeros fluxos de massa de refrigerante em estados e

temperaturas distintas, é natural que grande parte da exergia seja destruída neste ponto

do sistema. Já o condensador e o compressor de baixa são equipamentos passíveis de

serem avaliados quando a sua eficiência e possível otimização. E, por fim, a bomba que

68

compõe a maior parcela da destruição de exergia devido ao fato de sua finalidade no

sistema não fazer parte da composição convencional de um sistema de refrigeração.

Com base nas análises realizadas é possível constatar, claramente, que o maior

responsável pela perda de eficiência do sistema é a instalação de bombeamento que se

encontra em cascata com o ciclo multipressão. A otimização de maior relevância para a

instalação seria a remoção da instalação de bombeamento, o que removeria dois

componentes que juntos são responsáveis por uma parcela de 36% na destruição de

exergia (bomba e trocador de calor cascata) e ainda levaria o sistema ao formato de um

ciclo multipressão convencional de forma a “dobrar” seu coeficiente de performance

(COP). Contudo, devido às exigências da empresa, apresentadas anteriormente, de um

sistema frigorífico que opere com um fluido refrigerante sem contaminantes, pode-se

dizer que a instalação se encontra devidamente projetada e, somado aos fatores

anteriormente citados, também se encontra devidamente dimensionada.

Por fim, como soluções para a otimização da instalação, pode ser avaliada uma

possível substituição dos trocadores de calor de superfície raspada por modelos mais

recentes e que possam vir a oferecer uma proteção satisfatória contra contaminantes,

carregados pelo fluido refrigerante, de forma que estes não venham a contaminar o

produto, a fim de eliminar a instalação de bombeamento causadora da maior parcela de

perda de eficiência do sistema, e ainda avaliar e a relação custo benefício de uma

possível substituição do compressor de baixa e do condensador que também são

responsáveis por grandes parcelas na destruição de exergia do sistema.

69

REFERÊNCIAS AUTODESK AutoCAD for Windows 8.1. Versão 2009. © Autodesk Inc., 2016. BEST FOOD MACHINE. Imagem: Trocador de calor de superfície raspada. Disponível em: <http://www.bfmachine.com.br/tcsr.html>. Acesso em: 10/05/2016. ÇENGEL, Yunus A.; BOLES, Michael A. Termodinâmica. 5ed. São Paulo: Editora McGraw Hill, 2007. COOLPACK for Windows 8.1. Versão 1.5. Copyright © 2000 – 2012. EMPRESA AGROINDUSTRIAL DE DESIDRATAÇÃO DE FRUTAS LTDA. Saiba como Funciona o Processo de Liofilização. Disponível em: <http://www.emaf.com.br/saiba-como-funciona-o-processo-de-liofilizacao/>. Acesso em: 19 out. 2015. HISTÓRIA DA CAFÉ IGUAÇU. Disponível em: <http://www.cafeiguacu.com.br/empresa/historia/>. Acesso em: 19 out. 2015. HRS-HEATEXCHANGERS. Trocador de calor de superfície raspada. Disponível em: <http://www.hrs-heatexchangers.com/pt/produtos/componentes/trocadores-de-calor-de-superficie-raspada/default.aspx>. Acesso em: 10/05/2016. MICROSOFT Excel for Windows 8.1. Versão 2013. © Microsoft Corporation, 2016. PEREIRA, Gutenberg da S. Análise de sistemas de refrigeração a CO2 em supermercados. 2010. 166f. Dissertação (Mestrado em Engenharia Mecânica) – Departamento de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, Universidade Federal de Pernambuco, Recife, 2010. RAZUK, Henrique C. Frio como utilidade na indústria de bebidas. In: Waldemar Gastoni Venturini Filho. (Org.). Indústria de bebidas. 1 ed.São Paulo: Editora Edgard Blücher, 2011, v. 3, p. 89-106.

70

STOECKER, W. F.; JABARDO, J. M. S. Refrigeração Industrial. 2 ed. São Paulo: Editora Edgard Blücher Ltda., 2002. SHAPIRO, Howard N.; MORAN, Michael J. Princípios de Termodinâmica Para Engenharia. São Paulo: Editora GEN LTC, 2002. WRONSKI, Jorrit. CoolPack. Disponível em: <http://www.en.ipu.dk/Indhold/refrigeration-and-energy-technology/coolpack.aspx>. Acesso em: 10/05/2016. WYLEN, Gordon J. V.; SONNTAG, Richard E.; BORGNAKKE, Claus. Fundamentos da Termodinâmica Clássica. 4ed. São Paulo: Editora Edgard Blücher Ltda., 1995.

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APÊNDICES

APÊNDICE A: Fluxogramas Sistema Cascata Amônia/Amônia.

APÊNDICE A.1 - Fluxogramas Projeto Original.

APÊNDICE A.2 - Fluxogramas Projeto Atual.

APÊNDICE A.3 - Fluxogramas Reserva x Efetivo.

APÊNDICE B: Diagramas T-s e P-h Sistema Cascata Amônia/Amônia.

APÊNDICE B.1 – Diagrama T-s Sistema Cascata Amônia/Amônia. Ciclo de Alta

Isoentrópico.

APÊNDICE B.2 – Diagrama T-s Sistema Cascata Amônia/Amônia. Ciclo de

Alta Isoentrópico x Real.


Alta Real.


Alta e Ciclo de Baixa com Bombeamento Isoentrópico.


Alta e Ciclo de Baixa Bombeamento Isoentrópico x Real.


Alta e Ciclo de Baixa Bombeamento Real.


Baixa Bombeamento Real.

APÊNDICE B.8 – Diagrama P-h Sistema Cascata Amônia/Amônia. Ciclo de

Alta Isoentrópico.




Alta Real.


Alta e de Baixa com Bombeamento Isoentrópico.


72

Alta e de Baixa Bombeamento Isoentrópico x Real.


Alta e de Baixa Bombeamento Real.



APÊNDICE C: Diagramas T-s e P-h Sistema Multipressão Idealizado.

APÊNDICE C.1 – Diagrama T-s Sistema Multipressão Idealizado.

APÊNDICE C.2 – Diagrama P-h Sistema Multipressão Idealizado.

76

APÊNDICE B.1 – Diagrama T-s Sistema Cascata Amônia/Amônia. Ciclo de Alta

Isoentrópico.

77



78


Alta Real.

79


Alta e Ciclo de Baixa com Bombeamento Isoentrópico.

80


Alta e Ciclo de Baixa Bombeamento Isoentrópico x Real.

81


Alta e Ciclo de Baixa Bombeamento Real.

82



83


Alta Isoentrópico.

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85


Alta Real.

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Alta e de Baixa com Bombeamento Isoentrópico.

87


Alta e de Baixa Bombeamento Isoentrópico x Real.

88


Alta e de Baixa Bombeamento Real.

89



90

APÊNDICE C.1 – Diagrama T-s Sistema Multipressão Idealizado.

91

APÊNDICE C.2 – Diagrama P-h Sistema Multipressão Idealizado.

ESTUDO COMPARATIVO ENTRE OS COEFICIENTES DE …repositorio.roca.utfpr.edu.br/jspui/bitstream/1/... · practical and that preserves completely you taste and aroma. The present work

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