SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO PARA CONDENSAÇÃO DE VAPOR D`ÁGUA NA TORRE DE DESTILAÇÃO A VÁCUO DA REPAR

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1 CENTRO FEDERAL DE EDUCAÇÃO TECNOLÓGICA DO PARANÁ UNIDADE DE CURITIBA DEPARTAMENTO ACADÊMICO DE MECÂNICA PROJETO FINAL DE CURSO SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO PARA CONDENSAÇÃO DE VAPOR D`ÁGUA NA TORRE DE DESTILAÇÃO A VÁCUO DA REPAR CURITIBA SETEMBRO

2 ANDRÉ DEROSSO TEIXEIRA CLÁUDIA MELISSA PALLÚ SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO PARA CONDENSAÇÃO DE VAPOR D`ÁGUA NA TORRE DE DESTILAÇÃO A VÁCUO DA REPAR Projeto apresentado à disciplina de Projeto de Final de Curso, como requisito parcial à obtenção do grau de Engenheiro Mecânico, do Curso de Engenharia Industrial Mecânica, da Unidade de Curitiba, do CEFET-PR. Orientador: Prof. Cezar O. R. Negrão, Ph.D CURITIBA SETEMBRO- 2004

3 TERMO DE APROVAÇÃO ANDRÉ DEROSSO TEIXEIRA CLÁUDIA MELISSA PALLÚ SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO PARA CONDENSAÇÃO DE VAPOR D`ÁGUA NA TORRE DE DESTILAÇÃO A VÁCUO DA REPAR Projeto apresentado à disciplina de Projeto de Final de Curso, como requisito parcial à obtenção do grau de Engenheiro Mecânico, do Curso de Engenharia Industrial Mecânica, da Unidade de Curitiba, do CEFET-PR. Orientador: Prof. Cezar O. R. Negrão, Ph.D. DAMEC, CEFET-PR Banca Examinadora: Prof. Luciano F. S. Rossi, Dr. DAMEC, CEFET-PR Prof. Sergei Anatolyevich Paschuk, Ph.D. DAFIS, CEFET-PR Curitiba, 27 de Setembro de 2004.

4 AGRADECIMENTOS Agradecemos a nossa família pelo apoio e conforto necessários para desenvolvermos este trabalho. Ao engenheiro Aristides Saito pelo seu apoio na execução deste trabalho e também aos demais engenheiros da REPAR. Um agradecimento especial ao Eng. Cláudio Machado, que tão atenciosamente nos recebeu. Agradecemos à Petrobrás cujo apoio permitiu a realização deste trabalho. À Agência Nacional do Petróleo ANP e da Financiadora de Estudos e Projetos FINEP - por meio do Programa de Recursos Humanos da ANP para o Setor de Petróleo e Gás PRH ANP/MCT (PRH10-CEFET-PR); pelo apoio financeiro. E finalmente, agradecemos o empenho e os esforços despendidos pelo professor orientador, Cezar O. R. Negrão que nos auxiliou com orientações técnicas e colaborou na avaliação e análise para que pudéssemos compor este projeto.

5 SUMÁRIO LISTA DE ILUSTRAÇÕES... ix LISTA DE TABELAS... xi LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS... xii LISTA DE SÍMBOLOS...xiii RESUMO...xviii 1 INTRODUÇÃO OBJETIVO DO TRABALHO REVISÃO DA LITERATURA HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO A REFRIGERAÇÃO INDUSTRIAL COMPRESSÃO DE VAPOR ABSORÇÃO FLUIDOS REFRIGERANTES EQUIPAMENTOS DE REFRIGERAÇÃO CHILLERS TROCADORES DE CALOR Recuperadores e Regeneradores Processos de Transferência de Calor Tipos de Construção Trocadores de calor tubulares Trocadores de calor tipo placa Trocadores de calor com superfície estendida Mecanismos de Transferência de Calor Arranjo de Escoamento TUBULAÇÕES INDUSTRIAIS Materiais para Fabricação de Tubos...31

6 Tubos de aço-carbono Aços-liga e aços inoxidáveis Tubos de ferro fundido e de ferro forjado Tubos de metais não-ferrosos Tubos de materiais não-metálicos Seleção dos Materiais Tubulações para água doce FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO A VAPOR Sistema de Refrigeração por Compressão Mecânica de Vapor Desempenho de um ciclo padrão de compressão de vapor Sistema de Refrigeração por Absorção Coeficiente de performance de um ciclo de absorção Carga Térmica TROCADORES DE CALOR Coeficiente Global de Transferência de Calor Coeficiente de Transferência de Calor por Convecção Coeficiente interno de transferência de calor por convecção em um tubo Coeficiente externo de transferência de calor por convecção em um tubo Perda de Carga Devido ao Escoamento Externo SISTEMA DE BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO Escoamento Viscoso em Condutos METODOLOGIA DESENVOLVIMENTO DO PROJETO ANÁLISE DA CARGA TÉRMICA SISTEMA DE COMPRESSÃO A VAPOR...61

7 5.3 SISTEMA DE ABSORÇÃO SELEÇÃO DE EQUIPAMENTOS O Custo dos Equipamentos Características Técnicas dos Equipamentos Análise da Proposta Comercial ANÁLISE DA VIABILIDADE ECONÔMICA Consumo de Energia e Custo Anual Análise do Investimento DIMENSIONAMENTO DO TROCADOR DE CALOR Coeficiente Global e a Efetividade Coeficiente de Transferência de Calor Interno O Coeficiente de Transferência de Calor Externo Comprimento dos Tubos do Trocador de Calor Perda de Carga no Trocador de Calor Perda de carga entre feixes de tubos Perda de carga no interior dos tubos DIMENSIONAMENTO DO SISTEMA DE BOMBEAMENTO Perda de Carga de Elevação Perda de Carga de Retorno Perda de Carga na Sucção Potência da Bomba QUADRO DE RESUMO DISCUSSÃO DOS RESULTADOS E CONCLUSÕES...83 REFERÊNCIAS...86 ANEXO A PROPRIEDADES TERMODINÂMICAS DA ÁGUA LÍQUIDO E VAPOR SATURADOS...89 ANEXO B GRÁFICO PRESSÃO X ENTALPIA DO FLUIDO R134a...90

8 ANEXO C GRÁFICO PRESSÃO X ENTALPIA DO FLUIDO HCFC ANEXO D FATOR DE ATRITO E FATOR DE CORREÇÃO: CONFIGURAÇÃO ALTERNADA DO FEIXE TUBULAR...92 ANEXO E GRAU DE RUGOSIDADE...93 ANEXO F FATOR DE ATRITO...94 ANEXO G COEFICIENTE DE PERDA PARA COMPONENTES...95 ANEXO H DESENHO ESQUEMÁTICO - MODELO CVHF

9 LISTA DE ILUSTRAÇÕES Figura 1 Destilação a Vácuo...2 Figura 2 Esquema da utilização do sistema de refrigeração na torre de vácuo...4 Figura 3 - Equipamento desenvolvido por Perkins, Figura 4 - Equipamento desenvolvido por Carré, Figura 5 - Ciclo de Absorção...13 Figura 6 Variação do COP de absorção em função da temperatura de evaporação...14 Figura 7 - Chiller Centrifugo...18 Figura 8 - Chiller de Absorção...18 Figura 9 Trocador de calor de armazenamento...22 Figura 10 Trocador de calor bitubular...23 Figura 11 Trocador de calor casco tubo...24 Figura 12 Trocador de calor em serpentina...24 Figura 13 Trocador de calor tipo placa...25 Figura 14 Evaporação...26 Figura 15 Condensação...27 Figura 16 Trocador de calor com fluxo em paralelo...27 Figura 17 Trocador de calor em contra corrente...28 Figura 18 Trocador de calor com escoamento cruzado com tubos (a) aletados e (b) não aletados...28 Figura 19 Resumo dos principais materiais de tubos...31 Figura 20 - Diagrama P-h de um ciclo de refrigeração...39 Figura 21 Sistema de refrigeração de um ciclo padrão por compressão mecânica de vapor...40 Figura 22 - Volume de controle no compressor...41 ix

10 Figura 23- Volume de controle no evaporador...42 Figura 24 - Ciclo de absorção básico...43 Figura 25- Ciclo de refrigeração operando a calor idealizado como uma combinação de um ciclo de potência e um de refrigeração...45 Figura 26 - Volume de controle no gerador...46 Figura 27 Condição especial em trocadores de calor: C q >> C f ou vapor em condensação...48 Figura 28 Tubo com condições convectivas na superfície...49 Figura 29 Configuração dos tubos em um feixe alternado Gráfico 1 Comparativo com base no processo da REPAR Gráfico 2 Energia gerada x Energia comprada...72 Gráfico 3 Fonte alternativa de energia x Energia comprada...73 Gráfico 4 Energia gerada pela REPAR x Fonte de energia alternativa...73 Figura 30 Representação dos tubos do trocador de calor...77 x

11 LISTA DE TABELAS TABELA 1 ÍNDICES ODP E GWP...17 TABELA 2 DADOS TÉCNICOS DO EQUIPAMENTO WSC TABELA 3 DADOS TÉCNICOS DO EQUIPAMENTO CVHF TABELA 4 DIMENSÕES DO EQUIPAMENTO MODELO WSC TABELA 5 DIMENSÕES DO EQUIPAMENTO MODELO CVHF TABELA 6 DIVISÃO DOS PERÍODOS E HORÁRIOS...68 TABELA 7 CUSTO DA TARIFA AZUL DE ENERGIA ELÉTRICA...69 TABELA 8 CUSTO DA ENERGIA COPEL X TEMPO DE OPERAÇÃO...71 TABELA 9 CUSTO DA ENERGIA REPAR X TEMPO DE OPERAÇÃO...72 TABELA 10 FONTE ALTERNATIVA DE ENERGIA X TEMPO DE OPERAÇÃO...72 TABELA 11 ESPECIFICAÇÃO DO TUBO DO TROCADOR DE CALOR...75 TABELA 12 DIMENSÕES DO TROCADOR DE CALOR...77 TABELA 13 ESPECIFICAÇÃO DO TUBO DE ALIMENTAÇÃO D ÁGUA...79 TABELA 14 ESPECIFICAÇÃO DA BOMBA...81 TABELA 15 RESULTADOS OBTIDOS...82 xi

12 LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS ANSI - American National Standards Institute API - American Petroleum Institute ARI - Air Conditioning and Refrigeration Institute ASTM - American Society for Testing and Materials CO 2 - Dióxido de Carbono COP - Coeficiente de Performance COPEL - Companhia Paranaense de Energia Elétrica CVHF - CenTraVac Water-Cooled Centrifugal Liquid Chillers FCC - Craqueamento Catalítico Fluido Fe - Ferro Fe-C - Ferro Carbono GLP - Gás Liquefeito de Petróleo GOP - Gasóleo Pesado GOR - Gasóleo Residual GWP - Global Warming Potential HCFC Fluido Refrigerante 123 HCF 134a - Fluido Refrigerante 134a H 2 O - Água IPLV - Integrated Part Load Value LiBr - Brometo de Lítio Mg - Manganês ODP - Ozone Depleting Potential PVC - Policloreto de Vinila R11 - Fluido Refrigerante R11 R12 - Fluido Refrigerante R12 REPAR - Refinaria Presidente Getúlio Vargas Si - Silício WSC - Water Single Compressor xii

13 LISTA DE SÍMBOLOS % - Por cento C - Grau Celsius kg - Quilograma TR - Tonelada de refrigeração kw - QuiloWatts kpa - QuiloPascal kg/h - Quilograma por hora COP - Coeficiente de Performance U$ - Dólar (unidade monetária americana) m 2 /m 3 - Metro quadrado por metro cúbico cm 2 - Centímetro quadrado - Polegada mm - Milímetro m& - Vazão mássica do fluido refrigerante h 1 - Entalpia do vapor saturado W & - Potência de refrigeração h 2 - Entalpia do vapor superaquecido W - Trabalho específico h 3 - Entalpia do líquido saturado h 4 - Entalpia da mistura líquido vapor Q & e - Capacidade de refrigeração Q e - Efeito de refrigeração COP Carnot - Coeficiente de performance do ciclo de Carnot T e - Temperatura no evaporador - Temperatura no condensador T c η R CT - Eficiência de refrigeração - Carga térmica m& - Vazão mássica de vapor v h - Entalpia de vaporização fg m& a cp - Vazão mássica de água - Calor específico da água xiii

14 T - Diferença de temperatura COP abs - Coeficiente de performance do ciclo de absorção q g Tg q a Ta q e Te q c - Calor recebido no gerador - Temperatura no gerador - Calor rejeitado no absorvedor - Temperatura do ambiente - Calor recebido no evaporador - Temperatura no evaporador - Calor rejeitado pelo condensador (COP abs ) Carnot - Coeficiente de performance do ciclo de absorção de Carnot - Entalpia do vapor saturado h 5 m& 1 Q & g - Vazão da solução e do fluido refrigerante - Taxa de adição de calor no gerador m& - Vazão da solução 2 η - Eficiência de refrigeração do ciclo de absorção R a C q C f ln T cond UA ε e R tot R inc R p - Capacidade calorífica do fluido quente - Capacidade calorífica do fluido frio - Logarítimo neperiano - Temperatura de condensação - Coeficiente global vezes a área - Rugosidade da parede do tubo - Exponencial - Soma das resistências - Fator de incrustação - Resistência condutiva na parede η o (A) i,e A a (h) i,e η a tanh - Eficiência global da superfície aletada - Área superficial interna/externa aos tubos - Área superficial total da aleta - Coeficiente de convecção interno/externo - Eficiência da aleta - Tangente hiperbólica xiv

15 L c A p t π d l Re Q d i - Comprimento corrigido da aleta - Área corrigida do perfil da aleta - Espessura da aleta - Número pi - Diâmetro do tubo do trocador de calor - Comprimento do tubo do trocador de calor - Número de Reynolds - Vazão de água gelada - Diâmetro interno do tubo do trocador de calor µ l - Viscosidade do fluido na fase líquida N t - Número de tubos do trocador de calor V - Velocidade da água gelada Nu - Número de Nusselt Pr - Número de Prandtl T sup - Temperatura superficial dos tubos do trocador de calor T m - Temperatura média do fluido na entrada/saída do trocador de calor g - Aceleração gravitacional ρ l ρ v k l - Massa específica do fluido na fase líquida - Massa específica do fluido na fase vapor - Condutividade térmica ' h fg - Entalpia de vaporização modificada Ja - Número de Jakob cp l - Calor específico na fase líquida T sat - Temperatura de vapor saturado p - Variação da pressão χ V máx ρ f d e S T S L - Fator de correção - Velocidade máxima entre os feixes de tubos - Massa específica do fluido - Fator de atrito - Diâmetro externo do tubo do trocador de calor - Distância entre eixos transversal ao escoamento - Distância entre eixos longitudinal ao escoamento xv

16 V v - Velocidade do vapor µ - Viscosidade do fluido D p γ V z h L - Diâmetro do tubo - Pressão - Peso específico - Velocidade média do escoamento no tubo - Altura - Perda de energia associada ao escoamento ε /D - Grau de rugosidade K L - Coeficiente de descarga W & B - Potência da bomba kg/s - Quilograma por segundo mmhg - Milímetros de mercúrio kj/kg - QuiloJoule por quilograma kw - QuiloWatt F - Graus Fahrenheit U$ - Dólar (unidade monetária americana) R$ - Real (unidade monetária brasileira) Tec - Temperatura na entrada do condensador Tsc - Temperatura na saída do condensador Tee - Temperatura na entrada do evaporador Tse - Temperatura na saída do evaporador m - Metro m 2 - Metro quadrado MWh - MegaWatts hora kv - QuiloVolt - Marca registrada ton - Toneladas i - Taxa de juros n - Anos de operação do equipamento DR - Depreciação real VRE - Valor residual estimado xvi

17 VU VR n l/s Pa HP - Vida útil do equipamento - Valor real - Litros por segundo - Pascal - Horsepower xvii

18 RESUMO O presente trabalho busca atender uma necessidade da refinaria de petróleo Presidente Getúlio Vargas REPAR, localizada na cidade de Araucária PR. No processo de refino do petróleo em torres de destilação a vácuo, é preciso promover a remoção do vapor resultante do processo, para evitar a formação de produtos não desejados ao final da destilação. A princípio foram estudados dois sistemas de refrigeração para a condensação do vapor. O primeiro, o sistema de compressão de vapor e o segundo, o sistema de refrigeração por absorção. Devido à impossibilidade de utilização do equipamento de absorção, que não atende as temperaturas necessárias para a condensação do vapor, somente o sistema de compressão a vapor será explorado. Os objetivos traçados para o estudo dos sistemas de refrigeração são o cálculo da carga térmica, análise de viabilidade econômica, especificação dos componentes de um sistema de refrigeração, dimensionamento de um trocador de calor e o estudo do sistema de bombeamento de líquidos. Após a realização dos cálculos necessários à obtenção dos resultados, foi possível especificar o equipamento que promoverá a condensação do vapor. Utilizou-se como base um equipamento comercial, ou seja, existente no mercado, pois esta escolha foi mais viável diante da possibilidade de projetar um novo equipamento. Outro ponto estudado foi toda a parte de instalação, dimensionando-se as tubulações, o motor, a bomba e o trocador de calor. Tendo em vista que o custo para a aquisição e instalação do sistema de refrigeração na planta da refinaria está dentro do previsto pela REPAR e que o retorno do investimento do equipamento selecionado ainda permite uma economia relacionada ao custo anual da energia elétrica quando comparado aos outros equipamentos, espera-se com a implantação deste projeto obter ganhos econômicos e ganhos de rendimento na produção e menor desperdício de matéria-prima. Para o desenvolvimento completo de todo o projeto especificou-se o equipamento de refrigeração, fez-se o estudo da viabilidade econômica de consumo de energia do mesmo e realizou-se o dimensionamento do trocador de calor e do sistema de bombeamento a partir do estudo da planta para instalação destes. Palavras-chave Condensação, compressão de vapor, refino do petróleo. xviii

19 1 1 INTRODUÇÃO O refino do petróleo é, basicamente, um conjunto de processos físicos e químicos que objetivam a transformação dessa matéria-prima em derivados. O primeiro processo que o petróleo sofre em uma refinaria é a destilação atmosférica, que consiste no fracionamento do cru, realizado em colunas de fracionamento de dimensões variadas. O processo possui vários estágios de separação, um para cada fração desejada. O petróleo, proveniente dos tanques de armazenamento, é pré-aquecido e introduzido na torre de destilação atmosférica. Os derivados deste fracionamento são, principalmente, gás, GLP, nafta, gasolina, querosene, óleo diesel e resíduo atmosférico (ANP, 2003). Tais frações, deverão ser tratadas, para se transformarem em produtos finais, ou ser enviadas como matéria-prima para outros processos do refino. O resíduo atmosférico, fração mais pesada obtida no fundo da torre de destilação atmosférica, após novo aquecimento, é submetido a um segundo fracionamento, agora sob vácuo. A operação desta torre baseia-se no fato de que, sob vácuo, os hidrocarbonetos (constituintes do petróleo) destilam a uma temperatura inferior àquela da torre de destilação atmosférica, ou seja, as frações não destiladas nessa última, agora deverão destilar. Neste segundo fracionamento, são gerados gasóleo e resíduo de vácuo. As frações da destilação a vácuo são utilizadas como cargas de outros processos de refino que visam, principalmente, a obtenção de produtos de menor peso molecular e maior valor agregado. Exemplos clássicos desses processos são: o craqueamento catalítico (FCC) que emprega gasóleos de vácuos e apresenta como principais produtos o GLP e a gasolina, e o coqueamento de resíduo de vácuo que gera GLP, nafta e óleo diesel. Pela parte superior da coluna de destilação a vácuo (figura 1), sob a forma de vapor, saem as frações mais leves. Um condensador proporciona a liquefação dessas frações, bem como do vapor d água que é injetado na base da coluna. Essa mistura de frações condensadas e de vapores segue, então, para um tanque de refluxo. Da camada superior o gasóleo é bombeado, como refluxo, de volta à

20 2 bandeja mais elevada da coluna de fracionamento, e o restante é recolhido como produto final. O gás não condensado é retirado por meio de ejetores pela parte superior da torre, criando assim o vácuo. Lateralmente à coluna são retirados líquidos, em diferentes pratos. Cada um passa por um retificador, no qual as frações mais leves são retiradas por vapor d`água e devolvidas novamente à coluna, fica então a fração que vem a fornecer gasóleo pesado (GOP) e gasóleo residual (GOR). Figura 1 Destilação a Vácuo. Para aumentar a produção de gasóleo pesado, é necessário aumentar a temperatura do resíduo atmosférico que entra na torre de vácuo e também injetar vapor no forno para não haver a formação de coque. O coque formado se deposita no interior do distribuidor de GOR e nos elementos do recheio. Isto acontece mesmo com a torre de vácuo operando a

21 3 pressões reduzidas. O coque que permanece no interior dos acessórios da torre causa problema de entupimento principalmente nos bicos aspersores do distribuidor de GOR, de elevação de pressão nas descargas das bombas e de diminuição de troca térmica entre o distribuidor de GOR e os vapores ascendentes. Aumentando-se poucos graus a temperatura, se tem um aumento da quantidade produzida de gasóleo pesado (GOP), o qual é disponível ao craqueamento catalítico. O aumento na produção de GOP gera um importante retorno financeiro à refinaria, pois com a mesma quantidade de alimentação se tem maior quantidade de produtos. O aumento desta temperatura provoca uma elevação da pressão na coluna, visto que a pressão e a temperatura estão diretamente relacionadas. Para que não ocorra este aumento indesejado da pressão, é necessário condensar o vapor d`água na exaustão da torre. Para condensar o vapor, pode-se utilizar um trocador de calor com água gelada no topo da torre de vácuo. A água gelada pode ser produzida, por exemplo, por um sistema de refrigeração (figura 2). O objetivo deste sistema de condensação de vapor no topo da torre de destilação a vácuo é evitar a substituição do sistema de ejetores já existente, os quais foram projetados para uma mistura de vazões de gases condensados e de vapor d`água muito menores do que para uma situação futura, onde deseja-se aumentar esta vazão.

22 4 Trocador de Calor Torre de Arrefecimento Equipamento de Refrigeração Vapor Figura 2 Esquema da utilização do sistema de refrigeração na torre de vácuo. 1.1 OBJETIVO DO TRABALHO Este trabalho tem por objetivo projetar um sistema de refrigeração capaz de condensar o vapor d`água na exaustão da torre de destilação a vácuo da refinaria REPAR e assim proporcionar um aumento na produção do gasóleo pesado. Fez-se então uma busca de fabricantes que forneciam equipamentos capazes de atender a demanda de vapor a ser condensado e também que produzissem água gelada à temperatura necessária para esta condensação.

23 5 Em seguida, uma análise de viabilidade técnica e econômica foi realizada para o sistema de refrigeração por compressão de vapor especificado. Para promover a condensação do vapor d água foi necessário o dimensionamento de um trocador de calor. A condensação é realizada pela água gelada, proveniente do equipamento de refrigeração especificado, que será bombeada através de uma tubulação projetada para este fim. Como os equipamentos de refrigeração disponíveis no mercado poderão ser empregados como solução, o principal foco do trabalho será o projeto de dimensionamento do trocador de calor e do sistema de bombeamento.

24 6 2 REVISÃO DA LITERATURA 2.1 HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO Segundo a publicação da Revista do Frio (Andrade, 2003), a prática da refrigeração e do condicionamento de ar provavelmente existe desde os dias do homem das cavernas. Um poeta chinês do século XI AC descreveu a coleta e a armazenagem de gelo natural. O resfriamento por meio de gelo e neve é freqüentemente mencionado no decorrer da história. Antigos soberanos, com ajuda de trabalho escravo em grande escala, mandavam trazer enormes pilhas de neves das montanhas próximas para produzir brisas refrescantes na primavera e para esfriar os refrescos. Foram descritos muitos dispositivos engenhosos nos quais se usava a evaporação da água para esfriar o ar e tornar a vida mais amena. Um grande avanço nas técnicas de refrigeração foi dado por volta do ano de 1600, quando se descobriu que uma mistura de gelo e sal produzia temperaturas mais baixas que o gelo, isoladamente. De certo modo, este foi o primeiro melhoramento no setor da refrigeração. No fim do século XVI, a inventividade do homem já produzia refrigeração no tempo e no lugar desejados. A escassez do gelo natural nas épocas de maior calor fez nascer a idéia de sua fabricação por meios mecânicos. Isso ocorreu na Inglaterra, no ano de 1775, onde se experimentou a primeira fábrica de gelo acionada por grandes máquinas à base de amoníaco. Passou também a ser adotado o uso de geladeiras que eram meros armários dotados de isolante térmico, alimentados por grandes blocos de gelo, fornecidos diariamente por uma central frigorífica (fábrica de gelo). Origina-se daí o nome geladeira. Em 1834 surgiu nos Estados Unidos o primeiro sistema mecânico de refrigeração artificial. Era uma pequena geladeira, feita com base no sistema de compressão mecânica. Com a invenção do microscópio no século XVIII, verificou-se a existência de micro-organismos (micróbios-bactérias, enzimas). Mais tarde, cientistas demonstraram que alguns desses micróbios são responsáveis pela decomposição dos alimentos. Outros estudos provaram que a propagação dos micróbios pode ser impedida com o resfriamento dos alimentos, que enquanto mantidos no frio,

25 7 permanecem conservados. A partir daí desenvolveram-se diversos sistemas de produção do frio artificial. Depois de muita luta em sistemas falidos, a engenharia da refrigeração recebeu uma contribuição decisiva, com a descoberta da eletricidade por Thomas Edison. Já em 1918 surgiu o primeiro refrigerador automático movido a eletricidade e com um pequeno motor. Quem fabricou o primeiro refrigerador em pequena escala foi a Kelvinator Company, dos Estados Unidos. Alguns pontos históricos podem ser destacados na evolução da refrigeração: - Em 1805, na Filadélfia, EUA, Oliver Evans teorizou sobre uma máquina utilizando o ar, para produzir frio. - Em 1844, na Flórida, John Gorie, utilizou esta teoria e fez uma máquina que resfriava o ar de um hospital; era o primeiro equipamento frigorífico e do tipo condicionador de ar. - Em 1857, na França, Charles Tellier, equipou um navio com um sistema frigorífico. - Em 1915, Alfred Mellows, um americano, tinha uma pequenina fábrica de geladeiras chamada de GUARDIAN REFRIGERATOR, que produzia geladeiras a uma taxa de 20 unidades por ano. - Em 1918, a General Eletric comprou esta fábrica e a batizou de Frigidaire. Utilizando os métodos de produção de HENRY FORD, começou a produzir geladeiras em larga escala. - Em 1943, 85% das casas dos EUA já possuíam geladeira. - Em 1965, a Frigidaire comemora 50 milhões de geladeiras vendidas. - Em 1930, chegam ao Brasil as primeiras geladeiras, da Frigidaire, importadas, e quem as possuía deixava na sala em vez de na cozinha. - Em 1950, o Brasil começa a produzir geladeiras em larga escala. 2.2 A REFRIGERAÇÃO INDUSTRIAL As aplicações de refrigeração (PUC-RS,2004) podem ser classificadas dentro das seguintes categorias: a) refrigeração doméstica; b) refrigeração comercial; c) refrigeração industrial; d) refrigeração marítima e de transporte.

26 8 O projeto em questão está voltado para a refrigeração industrial e esta é caracterizada pela faixa de temperatura de operação (STOECKER, 2002). No limite inferior, as temperaturas podem atingir valores entre 60 a 70 C e 15 C, no limite superior. Outra forma de caracterizar é através das aplicações, sendo o processo utilizado nas indústrias químicas, de alimentos e de processos. A necessidade de condensar vapor d água a baixa pressão dentro da indústria petroquímica, caracteriza o projeto como uma aplicação da refrigeração industrial. De acordo com a definição (STOECKER, 2002), a refrigeração industrial tem como objetivo a refrigeração de alguma substância ou meio. Isto coincide com o objetivo do presente projeto que visa a condensação do vapor d água de uma torre de destilação à vácuo. Os principais métodos de refrigeração (GOSNEY, 1982) conhecidos são: a) compressão de vapor; b) vapor de absorção; c) ciclo de ar; d) injeção de vapor; e) termoelétrica. A maioria das plantas, desde refrigeradores domésticos a grandes sistemas industriais, usam o princípio de compressão de vapor. Outros sistemas são utilizados em condições especiais. Por exemplo, o princípio de absorção é utilizado em plantas químicas, condicionamento de ar e em alguns refrigeradores domésticos. Esta aplicação é encontrada quando calor está disponível como fonte de energia ou quando a potência mecânica não é suficiente. 2.3 COMPRESSÃO DE VAPOR Os estudos do princípio de compressão de vapor (GOSNEY, 1982) iniciaram com o arranjo que Perkins propôs em 1834 (figura 3) e foi registrado com a Patente Britânica nº O sistema é constituído de 4 principais componentes. O fluido refrigerante, no evaporador, está em contato térmico com a substância que desejase resfriar e retira calor desta. O vapor que circula do evaporador para o compressor é submetido a uma elevada pressão e descarregado para o condensador, no qual rejeita calor para água de condensação e se liquefaz. O líquido então retorna para o

27 9 evaporador e reinicia o ciclo. Para promover a diferença de pressão entre o condensador e o evaporador uma restrição conhecida por válvula de expansão é colocada entre os componentes. Figura 3 - Equipamento desenvolvido por Perkins, (GOSNEY, 1982) O principal responsável por fazer o princípio de compressão operar em uma máquina foi James Harrison, nascido na Escócia no início do século dezenove. Não há comprovação de que Harrison conhecia o trabalho de Perkins. Em meados de 1850, ele inventou uma máquina manual de produzir gelo que utilizava éter, como fluido refrigerante. Outro pioneiro do sistema de compressão de vapor utilizando éter foi Alexander Catling Twining (1801), que tinha uma máquina operando em Cleveland, Ohio em 1856, capaz de produzir aproximadamente 900 kg de gelo em 20 horas. O uso do éter com ponto de ebulição 34,5 C, implica em uma pressão no evaporador abaixo da pressão atmosférica, como conseqüência havia perigo de ar entrar no sistema proporcionando uma mistura explosiva. Do outro lado, a pressão no condensador não era alta e não havia necessidade de uma construção robusta. Charles Tellier introduziu o dimetil-éter, com maior pressão de vapor e ponto de ebulição de 23,6 C, em Paris 1864, e Raoul Pictet, em Genebra, usou dióxido de enxofre, com ponto de ebulição de 10 C, em O dimetil-éter não veio a ser utilizado em grande escala, mas o dióxido de enxofre foi um importante refrigerante durante, aproximadamente, 60 anos. O maior avanço foi feito por Carl von Linden em Munique por volta de 1870 com a introdução da amônia. Esta substância tem uma pressão de vapor muito

28 10 maior e uma baixa temperatura de ebulição, -33,3 C. Uma pressão de 10 atmosferas ou mais é necessária no condensador. Com a habilidade de Linden em resolver os problemas mecânicos, desde então a amônia tem sido o mais importante refrigerante em grandes plantas que necessitam temperaturas consideravelmente baixas. Os refrigerantes fluoretados derivados dos hidrocarbonetos metano e etano vieram a ser introduzidos em resposta à necessidade de refrigerantes seguros para uso em pequenas plantas como shoppings, hotéis e residências. Os primeiros refrigeradores tinham um tipo de controle mais ou menos contínuo. Para torná-los desejáveis pelas pessoas tinham que ser automáticos. Desenvolvimentos nesta direção iniciaram por volta de 1900 e refrigeradores domésticos entraram no mercado americano em Estas máquinas automáticas apresentavam duas características: uma era a regulagem de abertura da válvula de expansão que controla a vazão de refrigerante solicitada pelo compressor, e a outra era o termostato para desligar o motor do compressor quando o espaço a refrigerar atingia as temperaturas desejadas. As operações automáticas foram primeiro introduzidas em sistema pequenos, mais tarde foram estendida para sistemas maiores e atualmente é comum que grandes plantas utilizem o controle automático. No início dos anos 30, a então chamada construção hermética foi introduzida. O motor e o compressor são diretamente acoplados no mesmo eixo e montados juntos dentro do circuito de refrigeração. Este é o princípio atual dos refrigeradores residenciais e também utilizados em equipamentos de grande porte. 2.4 ABSORÇÃO O método alternativo de remover vapor da superfície de um líquido em ebulição é absorver este por alguma substância com a qual o vapor reage quimicamente (GOSNEY, 1982). Por exemplo, o vapor d água é rapidamente absorvido pelo ácido sulfúrico, e esta foi a base do método de Sir John Leslie que fez gelo artificialmente em Ele utilizou vasos, um contendo água e o outro contendo bastante ácido sulfúrico, que depositado na parte inferior do vaso de metal

29 11 era então evacuado por uma bomba. Com o tempo uma camada de gelo se formou na superfície da água. No experimento de Leslie o vapor d água formado foi absorvido pelo ácido sulfúrico tanto que a atmosfera dentro do vaso de metal ficou seca. Está claro que se o gelo se formou a partir do ácido, este pode manter uma baixa pressão parcial de vapor d água dentro do vaso, o qual é menor que a pressão de vapor saturado da água a 0 C. O método de Leslie se tornou a base de máquinas comerciais para fazer pequena quantidade de gelo para resfriar vinho, alguns dos quais estão em uso atualmente. Em 1878, Windhausen projetou uma máquina e obteve sucesso, mas esta não tornou-se popular. Esta foi utilizada para a fabricação de gelo por evaporação e também para produção de água gelada. Neste sistema, a água atua como refrigerante e o ácido sulfúrico é chamado de absorvente. A mais importante versão do sistema de absorção apareceu em 1859: o sistema contínuo água-amônia inventado por Ferdinand Carré em 1860 (figura 4), com amônia como refrigerante e água como absorvente. Figura 4 - Equipamento desenvolvido por Carré, (GOSNEY, 1982) É conhecido que a água é um poderoso absorvente para vapor de amônia, e se um evaporador é colocado em comunicação com um vaso através do qual água está fluindo, amônia é absorvida e a pressão de vapor é reduzida. A solução de

30 12 amônia formada no absorvedor é bombeada para uma maior pressão e evapora, no qual o ponto de vapor da amônia é atingido e pode ser condensado. Os primeiros sistemas de absorção comparados aos sistemas de compressão de vapor tinham em comum o condensador, a válvula de expansão e o evaporador. O compressor, contudo, foi substituído pela combinação do absorvedor, bomba de solução, trocador de calor, gerador e a válvula de líquido. Este grupo de componentes succiona vapor do evaporador e entrega o vapor a alta pressão no condensador, exatamente como o compressor faz. Outra forma do sistema de absorção, usando água como refrigerante e uma solução de brometo de lítio e água como absorvente, é uma descendente direta do método de Windhausen, e trabalha exatamente da mesma forma. O ácido sulfúrico começou a ser substituído por esta poderosa solução de brometo de lítio. O sistema é muito usado para produzir água gelada para sistemas de condicionamento de ar. Na sua concepção mais simples a máquina de absorção consiste num evaporador, um condensador, um absorvedor, um gerador e uma bomba de solução (TRIGEMED, 2004). Em um chiller do ciclo de absorção (figura 5), a compressão do vapor do refrigerante é efetuada pelo absorvedor, pela bomba de solução e pelo gerador em combinação, em vez do compressor mecânico de vapor. O vapor gerado no evaporador é absorvido por um líquido absorvente no absorvedor. O absorvente que retirou o refrigerante, mais diluído por essa ação, é bombeado para o gerador onde o refrigerante é libertado como vapor, o qual será condensado no condensador. O absorvente regenerado ou mais concentrado é então devolvido ao absorvedor para captar de novo vapor de refrigerante. Calor é fornecido ao gerador a uma temperatura relativamente elevada, ao passo que o calor de absorção da seção do absorvedor é dissipado, a um nível de temperatura relativamente baixo, por circulação de água.

31 13 Figura 5 - Ciclo de Absorção. (TRIGEMED) O desempenho destes equipamentos é definida pela razão entre a capacidade de refrigeração útil e a energia térmica fornecida à máquina - o chamado Coeficiente de Performance (COP). Os chillers de único estágio têm COPs por volta de 0,7; os chillers de duplo estágio têm COPs por volta de 1,1. Isto significa que a torre de arrefecimento necessária para um chiller de duplo estágio é menor (cerca de 40%) do que a necessária para um chiller de único estágio. A complexidade dos chillers de duplo estágio aumenta o seu custo quando comparado ao de único estágio. Os chillers de absorção de duplo estágio apresentam capacidades na faixa de 400 a TR. Todas as máquinas de ciclo de absorção comercialmente disponíveis dissipam calor para um circuito de uma torre de arrefecimento. Na maioria dos casos as temperaturas do circuito da torre de arrefecimento variam entre 32 C e 37 ºC. A maior parte dos equipamentos baseado no par água-brometo de lítio é concebido para aplicações de arrefecimento de ar. Uma tonelada de refrigeração (TR) corresponde à 3517 W de produção de frio. A maioria dos fabricantes coloca no mercado máquinas de 100 TR a 1500 TR, isto é, entre 352 kw e 5276 kw. Estas podem ser acionadas por vapor a uma pressão variável entre 135 e 205 kpa, o que corresponde a vapor a uma temperatura entre 110 e 120 ºC. Alternativamente, podem ser acionadas com água quente entre 115 e 150 ºC a uma pressão máxima de 9 bar. O Coeficiente de Performance situa-se na faixa de 0,6-0,7. O consumo de

32 14 vapor num chiller de único estágio é aproximadamente 2,3 kg/h por kw. O calor necessário de água quente encontra-se na faixa de 30 a 72 kg/h por kw, dependendo da queda de temperatura admissível. As máquinas de duplo estágio apresentam aproximadamente a mesma faixa de capacidades das máquinas de único estágio. O vapor aparece como o meio preferencial de acionamento das máquinas. O vapor deve estar entre 1100 a 1200 kpa, o que corresponde a temperaturas na faixa dos 175 a 185 ºC. Segundo informação recolhida, é também possível acionar uma máquina de duplo estágio com água quente, devendo a temperatura situar-se entre 155 e 205 ºC. O Coeficiente de Performance em qualquer dos casos pode variar entre 0,9 e 1,2. O consumo de vapor de uma máquina de duplo estágio é de cerca de 1,4 kg/h por kw. Os chillers que operam com amônia-água são concebidos principalmente para aplicações industriais de refrigeração, como por exemplo congelamento de alimentos ou refrigeração de processo, com temperaturas de evaporação tão baixas quanto -60ºC. Este tipo de máquina é preferível ser utilizado quando se trabalha com temperaturas próximas ou abaixo de 0ºC, uma vez que as unidades de águabrometo de lítio não podem operar nesta faixa de temperaturas. A temperatura de alimentação do vapor para acionar a unidade depende da temperatura de refrigeração a ser obtida. Figura 6 Variação do COP de absorção em função da temperatura de evaporação. (TRIGEMED)

33 15 A figura 6 ilustra a variação do coeficiente de performance (COP) de um chiller de absorção amônia-água de único estágio, em função da temperatura de evaporação e da temperatura da água de arrefecimento. As faixas coloridas referem-se às faixas de temperatura da água de arrefecimento. Os custos das máquinas amômia-água estão por volta de U$1500 a U$2200 por tonelada de refrigeração de capacidade. Se as relações do diagrama foram extrapoladas, pode-se concluir que é esperado um COP superior a 0,6. Quando comparados os ciclos de amônia-água e o de água-brometo de lítio de único estágio, pode-se esperar, um desempenho, um consumo de energia térmica e os requisitos de temperatura como sendo praticamente os mesmos. 2.5 FLUIDOS REFRIGERANTES O fluido de trabalho em um sistema de refrigeração é denominado refrigerante. Há uma grande variedade de compostos que podem ser utilizados como refrigerantes. Os refrigerantes mais comuns são os hidrocarbonetos fluoretados, porém outras substâncias em grande número também funcionam como refrigerantes, incluindo muitos compostos inorgânicos e hidrocarbonetos (PUC-RS, 2004). A classificação dos refrigerantes (STOECKER, 2002), de forma geral, apresenta-se nas seguintes categorias: a) Hidrocarbonetos halogenados; b) Misturas não azeotrópicas; c) Misturas azeotrópicas; d) Compostos orgânicos; e) Compostos inorgânicos. Os hidrocarbonetos halogenados são substâncias que contém um ou mais átomos halógenos: cloro, flúor e bromo. Sua designação por números (ASHRAE, 1992), sendo o primeiro algarismo da direita, o número de átomo de flúor na molécula, o segundo algarismo, o número de átomo de hidrogênio somado 1, o terceiro algarismo o número de átomos de carbono diminuído 1. De maneira opcional, o quarto algarismo a partir da direita é utilizado para designar compostos derivados de hidrocarbonetos não saturados.

34 16 A série 400 é reservada para as misturas não azeotrópicas que são definidas de acordo com o seu comportamento durante a mudança de fase. Estas substâncias são caracterizadas pela mudança de temperatura durante a mudança de fase a pressão constante. Além disso, as composições das fases líquido e vapor, são distintas. A série 500 designa as misturas azeotrópicas que comporta-se como uma substância pura, isto é, durante a mudança de fase a pressão constante, a temperatura permanece constante. A série 600 designa os compostos orgânicos e a série 700 os compostos inorgânicos, nos quais encontram-se a amônia e a água. Um bom fluido refrigerante (PUC-RS, 2004) deve apresentar como propriedades termodinâmicas: pressões de operação baixas o suficiente para utilizar tubulações finas; pressões acima da pressão atmosférica para evitar a entrada de ar nos sistema quando ocorrer vazamentos; e baixa temperatura de evaporação. Além disso, suas propriedades devem proporcionar elevada eficiência de refrigeração e baixa potência por tonelada de refrigeração. Em relação às propriedades físicas e químicas, o fluido refrigerante não deve ser tóxico, não ser explosivo, não ser corrosivo, não produzir danos aos produtos armazenados em caso de vazamento, deve possuir baixa viscosidade, alta condutividade térmica, boa estabilidade química para não se decompor em altas temperaturas e baixo custo. Em relação ao meio ambiente, estudos revelaram que o cloro de hidrocarbonetos halogenados liberados para o meio ambiente destroem a camada de ozônio da estratosfera. A redução desta camada permite que mais radiação ultravioleta atinja a terra, podendo causar câncer de pele. Para caracterizar o nível da ação dos fluidos refrigerantes sobre o meio ambiente foram introduzidos dois índices: OPD Ozone Depleting Potential e GWP Global Warming Potential. O ODP quantifica o potencial de destruição da camada de ozônio que um composto apresenta em relação ao R11, ao qual se atribui valor 1. O GWP indica o potencial do refrigerante promover o efeito estufa. Este índice é o resultado de dois efeitos: um direto, causado pela presença física do composto na atmosfera, e outro indireto, resultante da emissão de CO 2 pela queima de um combustível fóssil para produzir a energia elétrica utilizada no acionamento da instalação que opera com o refrigerante.

35 17 Na indústria fabricante de equipamentos de refrigeração, os refrigerantes, na grande maioria, utilizados são os HFC 134a e HCFC 123 (tabela 1). Os refrigerantes HFC apresentam índice ODP zero e por isto, não são nocivos à camada de ozônio, enquanto os refrigerantes HCFC, a partir de 2020 ( HITACHI, 2001), estão proibidos de serem fabricados e utilizados em novos equipamentos, por apresentarem efeitos nocivos a camada de ozônio. TABELA 1 ÍNDICES ODP E GWP Família: Hidrocarbonetos halogenados Nº Nome Composição Química ODP GWP 11 Tricloromonofluormetano CCl 3 F (CFC) Biclorobifluormetano CCl 2 F 2 (CFC) 1 3,20 13 Monoclorotrifluormetano CClF 3 (CFC) 22 Hidrobicloromonofluormetano CHCl 2 F (HCFC) 0,05 0,34 23 Hidrotrifluormetano CHF 3 (HFC) 0 N/d 32 Bihidrobifluormetano CH 2 F 2 (HFC) 0 0, Hidrobiclorobifluoretano C 2 HCl 2 F 3 (HCFC) 0,02 0, Hidropentafluoretano C 2 HF 5 (HFC) 0 0,84 134a Bihidrotetrafluoretano C 2 H 2 F 4 (HFC) 0 0,28 152a Tetrahidrobifluoretano C 2 H 4 F 2 (HFC) 0 0,03 Fonte: STOECKER, EQUIPAMENTOS DE REFRIGERAÇÃO CHILLERS Numa central de água gelada, tipicamente pode-se encontrar: unidades resfriadoras, bombas de água gelada no sistema primário, bombas no sistema secundário, bombas de água de condensação e torres de resfriamento ou arrefecimento (CABANO, 2004). Estes equipamentos, mais conhecidos como resfriadores de líquidos, quando usados para fins de condicionamento do ar utilizam a água como fluido

36 18 intermediário. Esta água, devidamente resfriada (±7ºC) é levada para as Unidades Condicionadoras (Fan Coils). Os resfriadores de líquido são produzidos numa larga faixa de capacidades: a) desde 20 até 220 TR quando utilizam compressores alternativos; b) desde 80 até TR quando utilizam compressores centrífugos; c) desde 100 até 1500 TR quando utilizam o princípio de absorção. Figura 7 - Chiller Centrifugo cortesia Mcquay. Figura 8 - Chiller de Absorção cortesia Mcquay.

37 19 Estes sistemas podem utilizar tanto condensação a ar quanto a água. Estes sistemas, são sem dúvida, os que impõem uma maior complexidade de fabricação ao conjunto. Pelas suas características, o sistema inclui diversas vantagens, entre as quais pode-se citar: a) economia de custos de operação; b) menor potência instalada; c) controle preciso dos ambientes climatizado; d) alta eficiência em cargas parciais; e) menor área ocupada pela centralização do equipamento em um único local; f) facilidade de manutenção; g) alto desempenho. Apresentam como desvantagens: a) custo elevado de implantação; b) utilização de equipamentos adicionais, tais como caldeira ou resistências elétricas, no caso de necessitar de aquecimento; c) maior complexidade do sistema em relação a fabricação e operação. A seleção e o projeto de um sistema de água gelada está predominantemente vinculada à atuação das empresas de projetos de sistemas de ar condicionado central. Da mesma forma, a sua instalação é sempre feita por instaladores qualificados e muitas vezes especializados neste tipo de obra. A otimização do processo de seleção está associada ao uso de programas de computador. Os resfriadores ou "Chillers" são instalados em casas de máquinas especialmente concebidas para esta finalidade, incluindo os sistemas de distribuição de água gelada, bombas de recalque, painéis elétricos de segurança e controle e sistema de água de condensação para equipamentos com condensação a água. Estes equipamentos atendem uma parcela das obras de médio porte e a quase totalidade das obras de grande porte. A complexidade e o custo inicial são amplamente justificado pelas diversas vantagens mencionadas anteriormente.

38 TROCADORES DE CALOR Trocadores de calor são equipamentos utilizados para transferir energia térmica entre duas correntes de fluidos. Os trocadores de calor são encontrados usualmente em instalações de condicionamento de ar, nas indústrias químicas, de alimentos, de petróleo, entre muitas outras. Pode-se classificar os trocadores de calor de acordo com o seguinte critério (KAKAÇ, 1997): a) recuperadores e regeneradores; b) processo de transferência de calor; c) tipos de construção; d) mecanismos de transferência de calor; e) arranjo do escoamento Recuperadores e Regeneradores Os trocadores de calor convencionais são denominados recuperadores quando há um fluxo contínuo de calor do fluido quente para o fluido frio através de uma parede que os separa. Trocadores tipo bitubular e casco - tubo são exemplos de recuperadores. Nos regeneradores, a transferência de calor é devido à passagem alternada dos fluxos pela mesma matriz de armazenamento. O fluido quente ao passar pela matriz armazena energia térmica que será extraída da mesma pela passagem do fluido frio. Assim, a energia térmica não é transferida através de uma parede como no caso dos recuperadores Processos de Transferência de Calor De acordo com o processo de transferência, os trocadores de calor podem ser classificados como de contato direto ou indireto. Em trocadores de calor de contato direto, a transferência de calor entre os fluidos quente e frio se dá pelo contato direto entre estes fluidos. Entre as correntes fria e quente não há uma parede de separação e a transferência ocorre através da

39 21 interface entre as duas correntes. Neste tipo de transferência de calor as correntes podem ser dois líquidos, um líquido e um gás, ou uma combinação de partículas sólidas e um fluido. Um exemplo para este tipo de trocador é a torre de resfriamento, na qual uma corrente de ar ascendente resfria a água previamente borrifada pelo topo da torre. É muito comum, nestes tipos de trocadores, que ocorra, além da transferência de calor, transferência de massa. Em trocadores de calor de contato indireto, os fluidos permanecem separados e a transferência de calor ocorre de forma contínua através de uma parede. Estes trocadores podem ainda ser subdivididos em trocadores de transferência direta e de armazenamento. Nos trocadores de transferência direta, não há mistura entre os fluidos quente e frio, pois cada corrente permanece em passagens separadas. Exemplos deste tipo de trocador são os bitubular e casco - tubo. Nos trocadores de armazenamento, ambos os fluidos, quente e frio, percorrem alternadamente as mesmas passagens de troca de calor. A superfície para esta transferência de calor, geralmente, é uma estrutura chamada matriz. Em caso de aquecimento, o fluido quente percorre a superfície de transferência de calor e a energia térmica fica então armazenada na matriz. Quando o fluido frio percorrer o mesmo caminho, ele é aquecido pela energia térmica que ficou armazenada na matriz. Este trocador é chamado de regenerador, ilustrado na figura 9.

40 22 Figura 9 Trocador de calor de armazenamento Tipos de Construção Os grupos principais dentro desta classificação são os trocadores tipo tubular, de placas e de superfícies estendidas Trocadores de calor tubulares São construídos geralmente com tubos circulares, onde um dos fluidos passa por dentro do tubo e o outro, por fora deste. Podem ser classificados em bitubular, casco - tubo, e espiral. O trocador de calor bitubular (figura 10) consiste em dois tubos concêntricos, onde um dos fluidos escoa pelo tubo interno e o outro pela parte anular entre os tubos. Este trocador é geralmente usado em aplicações de pequenas capacidades. Esta configuração também é adequada quando um ou ambos fluidos estão a alta pressão. A maior desvantagem é que estes trocadores são volumosos e possuem um custo elevado por unidade de área de transferência de calor.

41 23 Figura 10 Trocador de calor bitubular. Os trocadores de calor tipo casco tubo (figura 11) são muito versáteis, por serem fabricados com uma variedade de tamanho e material. Além disso, são muito utilizados em processos industriais. Neste tipo de trocadores de calor, um certo número de tubos está envolto por uma carcaça. Os tubos, geralmente, são circulares, montados dentro de uma casca cilíndrica, e alinhados com o eixo da carcaça. Estes trocadores são muito utilizados como resfriadores de óleo, condensadores, evaporadores e geradores de vapor em usinas nucleares. Nestes trocadores, um dos fluidos passa pelo interior dos tubos e o outro pelo espaço entre a carcaça e os tubos. Uma variedade grande destes trocadores estão disponíveis para atender critérios como, transferência de calor desejada, queda de pressão e mínima tensão térmica. Uma subclassificação dos trocadores de casco - tubo está relacionada ao número de vezes que o fluido passa através do trocador. Desta maneira, há um aumento da taxa de transferência de calor e, conseqüentemente, redução do tamanho do equipamento. Trocadores de casco - tubo são os mais utilizados para quaisquer capacidades e condições operacionais, tais como pressões e temperaturas elevadas, atmosferas corrosivas, fluidos muito viscosos, entre outras.

42 24 Figura 11 Trocador de calor casco tubo. O trocador de calor em serpentina consiste em tubos circulares ordenados em uma carcaça. Um dos fluidos passa pela carcaça e o outro pela serpentina, conforme ilustra a figura 12. A transferência de calor neste caso é mais elevada do que quando comparada a um trocador bitubular. Em se tratando de serpentinas, uma grande superfície pode ser acomodada em um determinado espaço. Figura 12 Trocador de calor em serpentina.

43 Trocadores de calor tipo placa Como mostra a figura 13, estes tipos de trocadores, normalmente, são construídos com placas planas, lisas ou com alguma forma de ondulações. Geralmente, estes trocadores não podem suportar pressões muito altas, quando comparados aos trocadores tubulares equivalentes. Figura 13 Trocador de calor tipo placa. (KAKAÇ, 1997) Trocadores de calor com superfície estendida Trocadores de calor com superfícies estendidas possuem uma grande área de troca térmica. Sua utilização é válida quando pelo menos um dos fluidos é um gás, pois o coeficiente de transferência de calor do lado do gás é muito menor que aquele do lado do líquido. Então, superfícies aletadas são usadas no lado do gás para aumentar a área de transferência de calor. Aletas são largamente utilizadas em trocadores gás-gás e gás-líquido, pois há necessidade de se ter um trocador de calor compacto. Os tipos mais comuns de trocadores de calor com superfície estendida são os de placas aletadas e de tubos aletados.

44 26 Trocadores de calor com placas aletadas são principalmente utilizados para aplicações gás-gás. Nestes trocadores, as correntes são separadas por planos achatados preenchidos com aletas onduladas. Estas unidades são muito compactas e têm uma área de transferência de calor por unidade de volume por volta de 2000 m 2 /m 3. Estes tipos de trocadores de calor são usados em turbinas a gás, refrigeração, aquecimento, ventilação, condicionamento de ar e em indústrias químicas. Trocadores de calor com tubos aletados são usados para trocadores de calor gás-líquido. O coeficiente de transferência de calor para o gás é geralmente muito menor do que para o líquido e, portanto, aletas são colocadas do lado do gás. Este trocador de calor consiste de um feixe de tubos envolvidos por aletas. Trocadores de calor com tubos aletados são comumente utilizados em aquecimento, ventilação, refrigeração e sistemas de condicionamento de ar. Outra configuração de aletas é colocá-las no interior de tubos, cuja aplicação é útil para os condensadores e evaporadores dos sistemas de refrigeração Mecanismos de Transferência de Calor Outra classificação para os trocadores, baseia-se no mecanismo de transferência de calor: a) convecção de única fase em ambos os lados; b) convecção de única fase em um lado, e de duas fases no outro lado; c) convecção de duas fases em ambos os lados. Observa-se na figura 14 que o fluido A está evaporando, devido ao calor recebido do fluido B. Por outro lado, na figura 15, o fluido A está condensando pela liberação de calor transferida para o fluido B. Figura 14 Evaporação. (KAKAÇ, 1997)

45 27 Figura 15 Condensação. (KAKAÇ, 1997) Arranjo de Escoamento O arranjo de escoamento é a maneira como os fluidos passam pelo trocador de calor. Há três configurações básicas que classificam estes trocadores: a) fluxo com escoamento em paralelo; b) fluxo com escoamento em contra corrente; c) fluxo com escoamento cruzado. Trocadores de calor com fluxo paralelo são ilustrados na figura 16. As correntes entram no mesmo sentido, seguem a mesma direção e deixam o trocador. Figura 16 Trocador de calor com fluxo em paralelo. Nos trocadores de calor com escoamento em contra corrente, as correntes entram por lados opostos e percorrem o trocador em sentidos contrários (figura 17). Assim, a diferença de temperatura entre os fluidos é mais uniforme, ao longo do trocador, do que o é para qualquer outro padrão de escoamento. Por esta razão, o trocador de calor operando em contra corrente é termodinamicamente mais eficiente do que um trocador, operando em corrente paralela.

46 28 Figura 17 Trocador de calor em contra corrente. Trocadores com escoamento cruzado, onde um fluido escoa perpendicularmente ao outro, podem ser com e sem aletas. Essas configurações diferem pelo fato de o fluido que escoa pelo lado externo dos tubos se encontrar misturado, ou não. No caso do fluido encontrar-se não misturado, os trocadores de calor são aletados. Assim, as aletas impedem o movimento na direção transversal à direção do escoamento principal. Já para o caso sem aletas, a movimentação do fluido na direção transversal é possível. Como o escoamento no interior dos tubos é não misturado, em trocadores aletados, os dois fluidos são não misturados, enquanto que em trocadores não aletados, um fluido é misturado e o outro não (figura 18). (a) (b) Figura 18 Trocador de calor com escoamento cruzado com tubos (a) aletados e (b) não aletados. (INCROPERA, 1998)

47 TUBULAÇÕES INDUSTRIAIS Tubos são condutos fechados, destinados principalmente ao transporte de fluidos. Exceto em alguns casos raros, todos os tubos são de seção circular, apresentando-se como cilindros ocos. A grande maioria dos tubos funciona como condutos forçados, isto é, sem superfície livre, com o fluido tomando toda área da seção transversal. Fazem exceção apenas as tubulações de esgoto e, às vezes, as de águas, que trabalham com superfície livre, como canais. Chama-se tubulação um conjunto de tubos e seus diversos acessórios. A necessidade da existência dos tubos decorre, principalmente, do fato do ponto de geração ou de armazenagem dos fluidos estar distante do seu ponto de utilização. Usam-se tubos para o transporte de todos os tipos de fluidos conhecidos: líquidos, gasosos, materiais pastosos e fluidos com sólidos em suspensão, em toda a faixa de variação de pressões e temperaturas usuais na indústria; desde o vácuo absoluto até cerca de kg/cm 2 e desde próximo do zero absoluto até as temperaturas dos metais em fusão. O emprego de tubulações pelo homem antecede provavelmente a história escrita. Foram descobertos vestígios ou redes completas de tubulações nas ruínas da Babilônia, da China antiga, de Pompéia e em muitas outras cidades da Idade Antiga. Os primeiros tubos metálicos foram feitos de chumbo, séculos antes da Era Cristã. No século XVII, começaram a aparecer os tubos de ferro fundido para água, havendo tubulações desse tempo ainda em funcionamento como, por exemplo, as instalações para as fontes do jardim do Palácio de Versalhes, na França. Os tubos de aço, que hoje dominam largamente quase todos os campos de aplicação industrial, são de desenvolvimento relativamente recente, datando de 1825 o primeiro tubo de aço, fabricado na Inglaterra. Só em 1886, com a primeira patente dos irmão Mannesmann, do laminador oblíquo, foi possível produzir economicamente tubos de aço sem costura. Nesta época, os tubos de aço eram necessários, principalmente, para resistir às pressões cada vez mais altas das tubulações de vapor. A importância dos tubos na indústria é enorme, sendo um dos componentes industriais de uso mais generalizado. O valor da tubulação representa, em média, 50

48 30 a 70% do valor de todos os equipamentos de uma indústria de processamento e 15 a 20% do custo total da instalação (TELLES, 1981). Na prática, chamam-se geralmente de tubos apenas os condutos rígidos. Os condutos flexíveis, às vezes, chamados de tubos flexíveis, são mais conhecidos por mangueiras ou mangotes. Na nomenclatura americana, os tubos são chamados de pipe ou de tube. Entre estes dois termos não há uma distinção muito rígida. De um modo geral, o termo pipe é usado para os tubos cuja a função é propriamente de conduzir fluidos, enquanto que o termo tube emprega-se para os tubos destinados primordialmente a outras funções, tais como trocar calor (tubos de caldeiras, de trocadores de calor, etc.), conduzir sinais (tubos de instrumentação), funcionar como vigas ou como elementos estruturais. Segundo TELLES (1981, p.2), A Comisión Pan-Americana de Normas Tecnicas COPANT recomendou que se chame de tubos de condução os tubos destinados ao transporte de fluidos, e que se chame simplesmente de tubos os que se destinam primordialmente a qualquer outra finalidade. Outra nomenclatura é apresentada por MUNSON (1997, p.413). Este autor diferencia as designações tubos e dutos. A expressão tubo é utilizada quando a seção transversal é circular, como já mencionado anteriormente, enquanto a expressão duto é utilizada quando a seção transversal não for circular. A grande maioria das tubulações utilizadas para transportar fluidos apresentam seção transversal circular. Normalmente, as tubulações de água e mangueiras hidráulicas apresentam seção transversal circular e são projetados para suportar uma diferença de pressão considerável (diferença entre a pressão no fluido e aquela no ambiente onde está localizada a tubulação) sem se deformar. De outro lado, os dutos utilizados nos sistemas para o condicionamento de ambientes (aquecimento ou resfriamento) normalmente apresentam seções transversais retangulares. Isto é possível porque a pressão relativa do fluido que escoa nestes dutos é relativamente pequena.

49 Materiais para Fabricação de Tubos Os materiais empregados na fabricação de tubos são apresentados por TELLES (1981) e segundo este autor, só a A.S.T.M (American Society for Testing and Materials) especifica mais de 500 tipos diferentes de materiais. A figura 19 apresenta um resumo dos principais materiais. Ferrosos Aços-carbono Aços-liga Aços inoxidáveis Ferro fundido Ferro forjado Ferros ligados Ferro nodular Tubos metálicos Não Ferrosos Cobre Latões Cupro-níquel Alumínio Níquel e ligas Metal monel Chumbo Titânio, Zircônio Materiais plásticos Cloreto de poli-vinil (PVC) Polietileno Acrílicos Acetato de celulose Epoxi Poliésteres Fenólicos Tubos não metálicos Cimento-amianto (transite) Concreto armado Barro vidrado Borrachas Vidro Cerâmica, porcelana Figura 19 Resumo dos principais materiais de tubos.

50 32 A escolha do material adequado para uma determinada aplicação é sempre um problema complexo, cuja solução depende principalmente da pressão, temperatura de trabalho, do fluido conduzido (aspectos de corrosão e contaminação), do custo, do grau de segurança necessário, das sobrecargas externas, e também, em certos casos, da resistência ao escoamento (perda de carga) Tubos de aço-carbono O aço-carbono é denominado material de uso geral em tubulações industriais, segundo TELLES (1981, p.11), devido ao seu baixo custo, excelentes qualidades mecânicas e facilidade de solda e de conformação. Em indústrias de processamento, mais de 80% dos tubos são de aço-carbono, que é usado para água doce, vapor de baixa pressão, condensado, ar comprimido, óleos, gases e muitos outros fluidos pouco corrosivos, em temperaturas a partir de -40 C. Tubos de aço-carbono podem ser galvanizados, ou seja, revestidos internamente e externamente com zinco depositado à quente, com a finalidade de dar maior resistência à corrosão. Não é recomendado o uso de aço-carbono para tubos trabalhando permanentemente a mais de 450 C, pois a exposição prolongada a temperaturas superiores a esta pode causar a precipitação de carbono (grafitização), que torna o material quebradiço. Também ocorre a redução da resistência mecânica devido, principalmente, ao fenômeno de deformações permanentes por fluência, que começa a ser observado a partir de 370 C. O aço-carbono pode ser utilizado em tubulações que operam a temperaturas de até 550 C, desde que sejam expostos a esta por um período de curta duração e não coincidam com grandes esforços mecânicos. Em temperaturas muito baixas, o aço-carbono apresenta um comportamento quebradiço, estando sujeito a fraturas repentinas. Esse efeito é melhorado quando o aço é de baixo carbono e normalizado para obtenção de uma granulação fina. Por esse motivo, os aços para trabalho em temperaturas inferiores a 0 C devem ser acalmados, com o máximo de 0,3% de carbono, e normalizados para uma

51 33 granulação fina. Em todos os tubos operando nessa faixa de temperatura deve-se exigir o ensaio de impacto Charpy para verificação da sua ductilidade. A temperatura mínima limite para uso desses aços-carbono pela norma ANSI B.31 é de -50 C, embora raramente sejam empregados em temperaturas abaixo de -40 C Aços-liga e aços inoxidáveis Os aços que possuem qualquer quantidade de outros elementos, que não seja Fe-C, são chamados de aços-liga. A quantidade total de elementos de liga distinguem os aços de baixa liga, com até 5% de elementos de liga, os aços de liga intermediária, contendo entre 5% e 10%, e os aços de alta liga, com mais de 10% de elementos de liga. Quanto aos aços inoxidáveis, para receber esta denominação é necessário que o aço contenha 12% de cromo. Este elemento aumenta a proteção contra a corrosão, mesmo em exposição prolongada a uma atmosfera normal. Todos os tubos de aço-liga são mais caros do que os de aço-carbono, sendo de um modo geral o custo proporcional à quantidade de elementos de liga. Além disso, a montagem e soldagem desses tubos é também mais difícil e mais cara. Os principais casos em que se justifica o emprego dos aços especiais, segundo TELLES (1981, p.16), são os seguintes: a) altas temperaturas temperaturas acima dos limites de uso dos açoscarbono, ou mesmo abaixo desse limites, quando for exigida grande resistência mecânica, resistência à fluência ou resistência à corrosão; b) baixas temperaturas temperaturas inferiores a -40 C; c) alta corrosão aços-liga e aços inoxidáveis, na maioria das aplicações são mais resistentes à corrosão e à erosão. Entretanto, existem exceções como é o caso da água salgada, que destrói os aços especiais tão rapidamente quanto os aços-carbono; d) necessidade de não contaminação serviços para os quais não se possa admitir contaminação do fluido circulante (produtos alimentares e farmacêuticos). Os resíduos da corrosão são carregados pela corrente do fluido e podem contaminá-lo;

52 34 e) segurança fluidos perigosos (muito quentes, inflamáveis, tóxicos, explosivos e outros), exigem máxima segurança contra vazamentos e acidentes Tubos de ferro fundido e de ferro forjado Tubos de ferro fundido são usados para água, gás, água salgada e esgoto, em serviços de baixa pressão, temperatura ambiente, e onde não ocorram grandes esforços mecânicos. Esses tubos tem boa resistência à corrosão, principalmente à corrosão do solo. Os tubos fabricados no Brasil são testados para pressões de até 2940 kpa. Os tubos de ferro forjado são conhecidos no comércio como tubos de ferro galvanizado. Estes tubos são empregados em tubulações industriais secundárias, de baixa pressão e temperatura, para água, ar comprimido, condensado, etc. O ferro forjado tem baixa resistência mecânica e boa resistência à corrosão, equivalente à do ferro fundido e bem melhor do que a do aço-carbono. A norma ANSI B.31, apenas permite o uso de tubos de ferro fundido e de ferro forjado para vapor ou para hidrocarbonetos e outros fluidos inflamáveis para serviços até 150 C e 2647 kpa fora das unidades de processamento, e até 980 kpa quando dentro das unidades. A mesma proíbe o uso destes tubos para fluidos tóxicos em qualquer condição, bem como para serviços em temperaturas inferiores a 0 C Tubos de metais não-ferrosos Comparando-se os metais não-ferrosos com o aço-carbono, os primeiros possuem melhor resistência à corrosão e preço mais elevado. A maioria desses metais tem menor resistência mecânica e menor resistência às altas temperaturas, apresentando, entretanto, melhor comportamento em baixas temperaturas. Devido ao alto custo, os tubos fabricados com metais não-ferrosos são pouco usados.

53 Cobre e suas ligas Possui excelente resistência à oxidação e ao ataque da atmosfera, da água (inclusive água salgada), dos álcalis, dos ácidos diluídos, de muitos compostos orgânicos, e de numerosos outros fluidos corrosivos. As ligas de cobre estão sujeitas a severo efeito de corrosão sob-tensão quando em contato com amônia, aminas e outros compostos nitrados. Todos esses materiais podem ser empregados em serviço contínuo desde -180 C até 200 C. A alta condutividade térmica do cobre e do latão faz com que estes materiais sejam empregados em serpentinas, feixes tubulares de trocadores de calor, condensadores e como tubos de aquecimento e de refrigeração. Em diâmetros pequenos, de até 0,05 m (2 polegadas), podem ser empregados para água, ar comprimido, óleos, vapor de baixa pressão e para transmissão de sinais de instrumentação Alumínio e sua ligas Os tubos destes metais são muito leves, aproximadamente 1/3 do peso do aço, tem alta condutividade térmica, e boa resistência ao contato com a atmosfera, a água, e muitos compostos orgânicos, inclusive ácidos orgânicos. Os resíduos resultantes da corrosão não são tóxicos. A resistência mecânica do alumínio é baixa; pode, entretanto, ser melhorada pela adição de pequenas quantidades de Fe, Si, Mg e outros metais. Tanto o alumínio como as suas ligas podem trabalhar em serviço contínuo desde -270 C até 200 C. O comportamento em temperaturas extremamente baixas é excelente, sendo o alumínio o material de menor custo que pode ser utilizado em temperaturas criogênicas. Os tubos de alumínio são empregados para sistemas de aquecimento e de refrigeração, serviços criogênicos e serviços de não-contaminação.

54 Tubos de materiais não-metálicos Quando trata-se de tubos de materiais não-metálicos utilizados em tubulações industriais, os principais são os materiais plásticos sintéticos. O emprego desses materiais tem crescido muito nos últimos anos, principalmente como substituto para os aços inoxidáveis e metais não-ferrosos. O aumento constante dos preços desses metais e o aperfeiçoamento contínuo dos plásticos tendem a tornar maior ainda a expansão de seu emprego. O conjunto de vantagens e desvantagens dos materiais plásticos permite que sejam utilizados principalmente para serviços de temperatura ambiente ou moderada, e baixos esforços mecânicos, simultâneos com a necessidade de grande resistência à corrosão (TELLES, 1981, p. 30). O risco de avaria ou destruição que possam ser causados por incêndios próximos, impedem a utilização destes materiais, mesmo que estas tubulações trabalhem com fluido a baixa temperatura Seleção dos Materiais Selecionar e especificar os materiais adequados para cada serviço é, freqüentemente, uma das questões mais difíceis para o projetista de tubulações industriais. Os principais fatores que influenciam a seleção de um material são apresentados por TELLES (1981, p. 139): a) condições de serviço (pressão e temperatura); b) fluido conduzido; c) nível de tensões no material; d) natureza dos esforços mecânicos; e) diâmetro do tubo; f) sistema de ligações; g) custo do material; h) segurança; i) experiência prévia; j) facilidades de fabricação e montagem; k) velocidade do fluido; l) perdas de carga;

55 37 m) facilidade de obtenção do material; n) tempo de vida previsto. Em alguns casos, pode haver conflitos entre estes fatores. Por exemplo, o material de melhor resistência à corrosão poderá ser muito caro e de difícil obtenção. Por este motivo, a relação acima não está em ordem de prioridade ou de importância Tubulações para água doce A água doce limpa, com reação neutra (ph entre 5 e 9), é um fluido de baixa corrosão, para o qual os seguintes materiais podem ser indicados: a) tubulações de baixa pressão e temperatura moderada (até 980 kpa e até 60 C), não enterradas: - tubos com até 0,10 m de diâmetro: aço-carbono galvanizado (ASTM A-120), ou ferro maleável galvanizado, com ligações rosqueadas; tubos de PVC rosqueados para ramais e redes de distribuição de pequeno diâmetro; - válvulas com até 0,10 m de diâmetro: bronze, com mecanismo interno também de bronze, rosqueadas; - tubos com até 0,05 m ou maior: aço-carbono (ASTM A-120 ou ASTM A-134), com sobre-espessura para corrosão de 1,2 mm, ligações de solda de topo. Para diâmetros de 0,076 m, ou maior, são também muito usados os tubos de ferro fundido; - válvulas com diâmetros de 0,076 m ou maior: ferro fundido, com mecanismo interno de bronze, extremidades com flanges de face plana; - flanges: aço-carbono forjado (ou fabricado de chapa), tipo sobreposto, face plana; - juntas: borracha natural. b) tubulações para pressões e temperaturas mais elevadas, não enterradas, dentro de instalações industriais, inclusive para alimentação de caldeiras:

56 38 - tubos com até 0,038 m de diâmetro: aço-carbono (ASTM A-53 ou API- 5L), com sobre-espessura para corrosão de 1,2mm, ligações de solda de encaixe; - tubos com diâmetros de 0,05 m ou maiores: aço-carbono (ASTM A-53 ou API-5L), com sobre-espessura para corrosão de 1,2 mm, ligações de solda de topo; - válvulas com até 0,038 m de diâmetro: aço-carbono forjado (ASTM A- 105), com mecanismo interno de aço inoxidável 410, extremidade para solda de encaixe; - válvulas com diâmetros de 0,05 m ou maior: aço-carbono fundido (ASTM A-216), com mecanismo interno de aço inoxidável 410, extremidades com flange de face com ressalto; - flanges: aço-carbono forjado, tipo de pescoço, face com ressalto; - juntas: amianto grafitado. Nos casos em que ocorra a condensação de vapor, recomenda-se também adotar maior sobre-espessura para o aço-carbono (2 a 3mm), pois o condensado pode conter certa quantidade de CO 2 que originará o ácido carbônico, muito corrosivo.

57 39 3 FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA 3.1 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO A VAPOR A maioria dos equipamentos de refrigeração usados atualmente é baseado nos ciclos de refrigeração a vapor, que são divididos em dois grupos principais: o ciclo de refrigeração por compressão mecânica e o ciclo de refrigeração por absorção. Os sistemas de refrigeração a vapor de um modo geral, possuem o seguinte funcionamento: um líquido a alta pressão (ponto 3 da figura 20) passa por um dispositivo de expansão, expandindo isentalpicamente até atingir o ponto 4. A partir desse ponto, o fluido, a baixa pressão e temperatura, evapora-se em um trocador de calor, atingindo o ponto 1. Na evaporação, ocorre um aumento da entalpia do fluido às custas da adição de calor retirado do meio que está sendo resfriado (ABREU, 1999, p.18). P 3 Condensação 2 Expansão 4 Evaporação 1 h Figura 20 - Diagrama P-h de um ciclo de refrigeração. Para que haja o reaproveitamento do fluido refrigerante, com o seu retorno ao estado correspondente ao ponto 3 da figura 20, é necessário a elevação da pressão do vapor e sua liquefação. A liquefação, correspondente ao trecho 2-3 da figura 20, é feita por condensação e conseqüente rejeição de calor ao exterior em um trocador de calor denominado condensador. A diferença entre os sistemas de refrigeração por compressão e absorção está na forma de elevar a pressão (trecho 1-2 da figura 20).

58 Sistema de Refrigeração por Compressão Mecânica de Vapor Neste tipo de sistema, a elevação da pressão do vapor é proporcionada por compressão mecânica. Como a massa específica do gás é baixa, a quantidade de trabalho para comprimí-lo é significativamente maior que a necessária para comprimir um líquido. A figura 21 ilustra os componentes de um sistema de refrigeração por compressão mecânica. Calor fornecido 3 Condensador 2 Válvula de expansão Compressor 4 Evaporador 1 Calor recebido Trabalho de compressão Figura 21 Sistema de refrigeração de um ciclo padrão por compressão mecânica de vapor Desempenho de um ciclo padrão de compressão de vapor Alguns parâmetros importantes de um ciclo padrão de compressão mecânica de vapor são: o trabalho de compressão, a taxa de rejeição de calor, o efeito de refrigeração, o coeficiente de performance, a vazão em volume de refrigerante por unidade de capacidade de refrigeração e a potência por unidade de capacidade de refrigeração. Fazendo um balanço de energia em regime permanente no compressor (figura 22), desprezando as variações de energia cinética e potencial e considerando compressão adiabática, & h1 + W = m& h 2 (1) m & A potência de compressão será então:

59 41 ( ) W & = m& h 2 h (2) 1 onde m& corresponde à vazão mássica de refrigerante e h, à entalpia. Os índices 1 e 2 são, respectivamente, entrada e saída do compressor. 2 1 Compressor Figura 22 - Volume de controle no compressor. W & O trabalho específico de compressão é definido como a variação de entalpia no processo 1-2 da figura 22 e é dado por: W ( h 2 h1) = (3) O conhecimento da potência de compressão é importante, uma vez que esta pode representar o maior custo operacional do sistema. A capacidade de refrigeração é a taxa de calor trocado no processo 4-1 da figura 21. Seu conhecimento é importante, uma vez que esse processo representa o objetivo principal do sistema. Fazendo um balanço de energia em regime permanente no evaporador (figura 23) e desprezando as variações de energia cinética e potencial, mh & + Q& = mh & (4) 4 e 1 A capacidade de refrigeração será então: e ( ) Q& = m& h h (5) 1 4 O efeito de refrigeração é definido por: Q = ( ) e h1 h 4 (6)

60 42 Evaporador 4 1 Q & e Figura 23- Volume de controle no evaporador. O desempenho de um ciclo de refrigeração pode ser quantificado através do coeficiente de performance, definido como: Portanto: Capacidadede Refrigeração = Potênciade Compressão COP (7) Q e COP = & (8) W& Para que o coeficiente de performance seja adimensional, os termos na definição do coeficiente devem ter a mesma unidade. Como pode ser observado, uma pequena potência de compressão equivale a um COP elevado, o que torna o sistema de refrigeração eficiente. Entretanto, é necessário comparar o coeficiente de performance do ciclo real com o coeficiente de performance do ciclo de Carnot, já que este é usado como referência para determinar a eficiência de refrigeração. O ciclo de Carnot possui o maior COP para as mesmas condições de trabalho. O coeficiente de performance do ciclo de Carnot (COP Carnot ) é dado por (STOECKER e JONES, 1985): COP = T e Carnot Tc T (9) e onde Te é a temperatura de evaporação e T c, a temperatura de condensação. Como se vê, para obter um coeficiente de performance elevado deve-se operar com a temperatura T e mais elevada possível e a temperatura T c mais baixa possível.

61 43 A eficiência de refrigeração do ciclo de compressão de vapor, η R, é calculada tendo como referência o COP Carnot, sendo dada por: η R = COP COP Carnot (10) Note que η R <1,0. Um sistema eficiente possui eficiência de refrigeração próxima de 1, Sistema de Refrigeração por Absorção O ciclo de absorção possui o evaporador, o condensador e o dispositivo de expansão como no ciclo de compressão mecânica de vapor. Porém, a compressão é substituída por outra forma de elevação da pressão do vapor. A figura 24 mostra um ciclo de absorção básico. Nesses sistemas, a elevação da pressão do vapor vindo do evaporador e destinado ao condensador é realizada com o auxílio do fenômeno da absorção. Sistemas de absorção são baseados em combinações de substâncias que possuem propriedades não usuais. Uma substância irá absorver a outra sem interação química entre elas. A absorção acontece com rejeição de calor e a separação com absorção de calor. Existem vários pares de refrigerantes e absorventes, sendo os mais usados a amônia e a água e a água e o brometo de lítio. Vapor a alta pressão Solução 3 Calor Gerador Calor Condensador 1 Solução 2 Válvula redutora de pressão Absorvedor Vapor a baixa pressão Calor 5 Evaporador 4 Válvula de expansão Calor Bomba Figura 24 - Ciclo de absorção básico. (STOECKER e JONES,1985,p362)

62 44 No evaporador há vapor de refrigerante a baixa pressão. O vapor de refrigerante que sai do evaporador é absorvido por uma solução no absorvedor. Caso a temperatura desta solução se eleve, a absorção de vapor pode cessar. Para evitar isto, o absorvedor é resfriado por água ou ar. A solução no absorvedor é dita concentrada, pois contém grande quantidade de refrigerante. Uma bomba eleva a pressão da solução concentrada e faz com que esta entre no gerador. No gerador, o refrigerante volta ao estado de vapor devido à adição de calor. Este vapor está a uma temperatura e pressão elevadas. O aumento de pressão ocorre com baixo custo de energia por causa do alto volume específico dos líquidos. A solução líquida, com baixa concentração de refrigerante, retorna ao absorvedor através da válvula redutora de pressão, que tem o objetivo de manter a diferença de pressão entre o absorvedor e o gerador. No condensador, o vapor é condensado por meio de água fria. O refrigerante vai para o evaporador através de uma válvula de expansão. No evaporador, o fluido refrigerante absorve calor e se evapora Coeficiente de performance de um ciclo de absorção O coeficiente de performance do ciclo de absorção capacidadede refrigeração taxa de adiçãode calor nogerador COP abs é definido como: COP abs = (11) O COP abs para os sistemas de absorção é comparativamente baixo em relação ao do ciclo de compressão, mas isto não necessariamente é um demérito para os ciclos de absorção, uma vez que os coeficientes dos dois ciclos são definidos de forma diferente. O COP do ciclo de compressão de vapor é a relação da capacidade de refrigeração pela potência na forma de trabalho fornecida para operar o ciclo. Energia na forma de trabalho é normalmente muito mais valiosa e cara do que energia na forma de calor. Uma outra maneira de explicar a diferença entre os coeficientes de performance dos ciclos de absorção e compressão está representada na figura 25. Os processos nos blocos da esquerda consistem de um ciclo de potência que produz trabalho necessário para realizar a compressão do vapor do evaporador para o condensador no ciclo de refrigeração. O ciclo de potência recebe energia na forma

63 45 de calor, q g, a uma temperatura absoluta T g. A energia gerada, W, é entregue ao ciclo de refrigeração. A energia não convertida em trabalho, q a, é rejeitada na forma de calor à temperatura T a. O ciclo de refrigeração recebe o trabalho W e com ele transfere calor q e, da temperatura de refrigeração T e, para a temperatura T a. A quantidade de calor, q c, é então rejeitada. Para o ciclo de potência do lado esquerdo da figura 25, o coeficiente de desempenho de Carnot é dado por: qg Tg = W T T (12) g e para o ciclo de refrigeração do lado direito da figura 25, o coeficiente de desempenho de Carnot pode ser calculado como: a a qe Te = W T T e (13) T g q g T a q c W q T a a T e q e Ciclo de potência Ciclo de refrigeração Figura 25- Ciclo de refrigeração operando a calor idealizado como uma combinação de um ciclo de potência e um de refrigeração. (STOECKER e JONES,1985,p363.) Substituindo as equações (12) e (13) na equação (11), tem-se a seguinte expressão para o COP de absorção de Carnot: ( COP ) abs Carnot ( ) q = q e g W Te = T T T a e Tg Ta W T ( Tg Ta ) T T ) g (14) e C OP abs Carnot = Tg ( (15) a e

64 46 Observando a equação (15), pode-se notar que: a) quando e C OP abs T aumenta, o ( ) Carnot aumenta; b) quando g c) quando a C OP abs T aumenta, o ( ) Carnot C OP abs T aumenta, o ( ) Carnot aumenta; diminui. A capacidade de refrigeração é a taxa de calor trocado no processo 4-5 da figura 24. Fazendo um balanço de energia no evaporador, obtem-se a capacidade de refrigeração: sendo o efeito de refrigeração dado por: mh & + Q& = mh & (16) e 4 e 5 Q& = m& h h (17) e ( ) 5 4 Q = ( ) h5 h 4 (18) A taxa de adição de calor no gerador é calculada fazendo um balanço de energia do gerador (figura 26): Portanto, m & g & 1 h1 + Q = m& 2 h2 + m& h3 (19) Q& g = m& 2 h2 + m& h3 m& 1 h1 (20) Solução 1 2 Gerador 3 Q & g Figura 26 - Volume de controle no gerador Assim, o desempenho para o ciclo de absorção pode ser quantificado através do coeficiente de performance, definido como: Q& e COP abs = (21) Q& g

65 47 A eficiência de refrigeração do ciclo de absorção, como referência o ( C OP abs ) Carnot, sendo dada por: COPabs η R a = COP Carnot η Ra, é calculada tendo (22) Carga Térmica A carga térmica para condensação de uma massa de vapor d`água é calculada a partir da vazão mássica de vapor e da entalpia de vaporização: CT = mv hfg & (23) Analisando a figura 2, percebe-se que para o projeto em questão, esta carga térmica será igual a capacidade de refrigeração do equipamento. Então, tem-se: & e = m& a c p T = mv h fg (24) CT = Q & onde m& a é a vazão mássica da água, c p é o calor específico da água, T é a diferença de temperatura entre a entrada e a saída do trocador de calor. O equipamento de refrigeração, especificado a partir da carga térmica calculada pela equação (24), fornece água a temperatura necessária para a condensação do vapor. Água esta que, através de um sistema de tubulação, é elevada até o trocador de calor por uma bomba. Este fluido percorre os tubos do trocador de calor condensando a massa de vapor d`água que sai da torre e, conseqüentemente, aquecendo-se. Deixando o trocador de calor a água retorna ao evaporador do equipamento de refrigeração reiniciando o ciclo. 3.2 TROCADORES DE CALOR Os problemas mais comuns no projeto de um trocador de calor são a classificação e o dimensionamento. Para a classificação do trocador de calor é necessário conhecer o fluido a ser utilizado, bem como as suas temperaturas de entrada e saída e se ocorre a mudança de fase em um ou em ambos os fluidos.

66 48 Em função do espaço disponível para a instalação do trocador de calor é possível determinar as suas dimensões. Conhecendo-se a vazão do fluido frio na entrada do trocador de calor, o diâmetro do tubo é então determinado. Calculandose os coeficientes de transferência de calor e a área de troca térmica é possível encontrar o comprimento do tubo. O número de passes é determinado em função das dimensões do trocador de calor Coeficiente Global de Transferência de Calor Em operações especiais, onde o fluido quente possui uma taxa de capacidade térmica ( C ) muito maior do que a capacidade ( C ) do fluido frio, a q temperatura do fluido quente permanece aproximadamente constante ao longo de todo o trocador de calor, enquanto a temperatura do fluido frio aumenta. Esta é a mesma condição que ocorre quando o fluido quente é um vapor em condensação, conforme a figura 27. T T f T 2 T 1 A Figura 27 Condição especial em trocadores de calor: C q >> C f ou vapor em condensação. De acordo com STOECKER (1989, p. 87), o coeficiente global de transferência de calor multiplicado pela área de troca (UA) de um condensador pode ser dado pela expressão: T T UA ln = cond 2 Tcond T1 mc & (25) p onde T cond é a temperatura de condensação do fluido quente; T 1 e T 2 são as temperaturas de entrada e saída do fluido frio; m& e cp são, respectivamente, a vazão e o calor específico do fluido frio. A efetividade do trocador de calor, para este caso especial, é dada por:

67 49 UA/ mc & p 1 ε= e Segundo INCROPERA (1998, p. 320), a etapa essencial, e freqüentemente a mais imprecisa, de qualquer análise de trocadores de calor é a determinação do coeficiente global de transferência de calor. Esse coeficiente é definido em função da resistência térmica total à transferência de calor entre os fluidos: 1 Rtot = (27) UA A resistência total, no caso de um cilindro oco com superfície limpa e sem aletas, pode ser representada pela figura 28. (26) T,2 T,1 r 1 T,1 Tsup, 1 Tsup, 2 T, 2 T sup,1 r 2 h ð r L 1 ln( r2 / r1 ) 2ð k L h ð r L 2 T sup,2 Figura 28 Tubo com condições convectivas na superfície. (INCROPERA,1998) Ao longo da operação normal de trocadores de calor, com freqüência as superfícies estão sujeitas à deposição de impurezas dos fluidos, à formação de ferrugem, ou a outras reações entre o fluido e o material que compõe a parede. A formação destas impurezas, conhecidas por incrustações, aumenta significativamente a resistência à transferência de calor entre os fluidos. Portanto, é preciso introduzir um coeficiente conhecido por fator de incrustação, R inc, que depende da temperatura de operação, da velocidade do fluido e do tempo de serviço do trocador de calor. Além disso, sabemos que freqüentemente são adicionadas aletas às superfícies expostas a um ou ambos os fluidos e que, pelo aumento da área superficial, elas reduzem a resistência térmica à transferência de calor por convecção. A parede do tubo representa ainda uma resistência térmica de condução de calor, R p. Incluindo a incrustação em ambos os lados do tubo, as aletas e a condução na parede, o coeficiente global pode ser representado por:

68 50 R R 1 1 inc, i inc, e 1 = + + R p + + ( ηoha) i ( ηo A) i ( ηo A) e ( η (28) oha e UA ) onde o índice i e e representam, respectivamente, os lados interno e externo do tubo. A grandeza η o é conhecida como eficiência global da superfície aletada e pode ser calculada pela expressão: Aa ηo = 1 (1 ηa ) (29) A A eficiência da aleta, designada por η a, é a razão entre a taxa de transferência de calor pela aleta e a taxa de transferência máxima caso toda a aleta estivesse na temperatura de sua base. Devido a forma complicada da expressão para a transferência de calor em uma aleta plana retangular com transferência de calor na extremidade, estimativas aproximadas, porém precisas, podem ser obtidas da expressão para uma aleta com extremidade adiabática, desde que se utilize um comprimento corrigido para a aleta (INCROPERA, 1998). tanh mlc η a = (30) Lc onde Lc é o comprimento corrigido da aleta. O termo ml c é calculado pela equação: ml c 1/ 2 2h e 3/ 2 = Lc k A (31) p onde h e é o coeficiente de transferência de calor externo, k é o coeficiente de condutividade do material da aleta e A p é a área corrigida do perfil da aleta. Sendo que para aletas retangulares com espessura t : L c = L + t / 2 (32) A p = Lc t (33) Para situações nas quais não se faz necessária a utilização de superfícies aletadas, a equação (28) se reduz a: R R 1 1 inc, i inc, e 1 = + + Rp + + ( ha) i ( A) i ( A) e ( ha (34) e UA )

69 51 sendo A ( i, e) calculado por: A( i, e) = π d( i, e) l (35) onde d e e d i são, respectivamente, o diâmetro externo e interno do tubo; l é o comprimento do tubo Coeficiente de Transferência de Calor por Convecção O coeficiente de transferência de calor por convecção é uma constante de proporcionalidade da lei de Newton do resfriamento, que define o fluxo de calor por convecção como sendo proporcional à diferença entre as temperaturas de uma superfície e do fluido. De acordo com INCROPERA (1998, p.5), este coeficiente depende das condições na camada limite, as quais, por sua vez, são influenciadas pela geometria da superfície, pela natureza do escoamento do fluido e por uma série de propriedades termodinâmicas e de transporte do fluido Coeficiente interno de transferência de calor por convecção em um tubo Para a determinação do coeficiente interno de transferência de calor, é necessário primeiramente conhecer as condições do escoamento, ou seja, se o mesmo é laminar ou turbulento. Esta determinação é possível de ser realizada através do cálculo do número de Reynolds ( Re ) que é apresentado pela equação: 4 Q Re = π d µ (36) onde Q é a vazão do fluido e µ l é a viscosidade do fluido na fase líquida. O diâmetro interno ( d i ) é calculado pela equação: π Q = V 4 i Caso o valor encontrado na equação 36 seja igual ou inferior a 2.300, pode-se afirmar que o escoamento é laminar. Se o valor for superior a o escoamento está em transição. Esta condição é fundamental para determinar o coeficiente interno de transferência de calor em um tubo. l 2 d i (37)

70 52 O número de Nusselt ( Nu ) permite calcular o coeficiente interno de transferência de calor através da equação: Nu h d k = i i De acordo com o tipo do escoamento, determina-se o número de Nusselt. Para um fluxo de calor constante, com escoamento laminar e completamente desenvolvido, o número de Nusselt é uma constante e igual a 4,36. Para escoamentos turbulentos, a análise das condições é bem mais complicada e o número de Nusselt não é uma constante. A equação (39) de Dittus- Boelter permite calcular o número de Nusselt para situações de escoamento turbulento em tubos circulares nas seguintes condições: Re > ; 0,7 < Pr < 160 ; l/ d > 10, Nu (38) 4/5 n = 0,023 Re Pr (39) onde Pr é o número de Prandtl. Sendo que n =0,4 para aquecimento ( T > T n =0,3 para resfriamento ( T < T sup m sup m ) e ). Tsup é a temperatura superficial do tubo e T m é a temperatura média do fluido na entrada/saída do trocador de calor Coeficiente externo de transferência de calor por convecção em um tubo A análise do número de Nusselt pode ser estendida para a condensação em película laminar sobre a superfície externa de tubos horizontais. Para uma fileira vertical composta por N tubos horizontais, o coeficiente externo de transferência de calor por convecção é calculado por: 3 g ρl ( ρl ρv) kl h' fg he = 0,729 N t µ l (Tsat T sup ) de onde g é a aceleração da gravidade; ρ l e ρ v são, respectivamente, a mássica específica na fase líquida e na fase vapor; k l é a condutividade térmica na fase 1/ 4 (40) líquida; h' fg é a entalpia de vaporização modificada; N t é o número de tubos do trocador de calor e Tsat é a temperatura de saturação do vapor.

71 53 Esta configuração é utilizada com freqüência no projeto de condensadores. Nota-se que quanto maior for o número de tubos ( N ), menor será o valor do coeficiente externo de transferência de calor por convecção. Isto deve-se a um aumento na espessura média da película para cada tubo sucessivo, ou seja, o próximo tubo estará acumulando o condensado do tubo anterior. Segundo INCROPERA (1998, p.304), Nusselt e Rohsenow mostraram que com a inclusão dos efeitos da advecção térmica, um termo é adicionado à entalpia de vaporização. Rohsenow recomendou o uso de uma entalpia modificada na forma: h' fg = h fg + 0, 68 Ja (41) na qual aparece o número adimensional conhecido por Jakob e calculado por: Ja cp T T t l ( sat sup ) = h (42) fg Perda de Carga devido ao Escoamento Externo O escoamento através de feixes de tubos provoca uma queda de pressão, ou seja, uma perda de carga que deve ser levada em consideração no cálculo da perda de carga total do sistema. Segundo INCROPERA (1998, p.206) a perda de carga pode ser calculada pela seguinte equação: p = N L 2 ρ V máx χ f (43) 2 onde N L é o número de fileiras de tubos, χ é o fator de correção, f é o fator de atrito e V máx é a velocidade máxima do fluido no interior do feixe tubular. Para a configuração alternada, a velocidade máxima ( V máx tanto no plano transversal A1 quanto no plano diagonal A2 da figura 29. ) pode ocorrer

72 54 Figura 29 Configuração dos tubos em um feixe alternado. (INCROPERA,1998) V máx irá ocorrer em A2 se as fileiras estiverem espaçadas de modo que: 2( SD d e ) < ( ST d e ) (44) O fator 2 resulta da bifurcação experimentada pelo fluido ao escoar do plano A1 para o plano A 2. Assim, Vmáx ocorre em A2 se: e é fornecida por: S D 1/2 2 2 ST ST + d e = SL + < (45) 2 2 V máx = S V T v 2 ( SD d e ) (46) Se Vmáx ocorrer no plano A1 para a configuração alternada, o seu valor pode ser calculado pela seguinte equação: V máx ST = S d T e V v (47) O fator de atrito ( f ) e o fator de correção ( χ ) são retirados do Anexo D. Estes valores aplicam-se para uma configuração de tubos alternada, na forma de um

73 55 triângulo equilátero, e o fator de correção permite a extensão dos resultados para outras configurações alternadas. 3.3 SISTEMA DE BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO Para a instalação do equipamento será realizado o estudo do dimensionamento da tubulação de água, do motor e da bomba para a alimentação do sistema de refrigeração Escoamento Viscoso em Condutos Os componentes básicos de uma tubulação típica são: os tubos (que podem ter diâmetros variados), as várias conexões utilizadas para conectar os tubos, os dispositivos de controle de vazão (válvulas) e as bombas ou turbinas (que adicionam ou retiram energia do fluido). O escoamento de um fluido num conduto pode ser laminar, de transição ou turbulento. O parâmetro que identifica a natureza do escoamento em condutos é o número de Reynolds (Re): VD Re = ρ (48) µ onde D é o diâmetro da tubulação. A transição de escoamento laminar para o turbulento pode ocorrer em vários números de Reynolds, pois a transição depende de quanto o escoamento está perturbado por vibrações nos condutos, da rugosidade da região de entrada, entre outros fatores. Nos projetos de engenharia, o escoamento num tubo é considerado laminar se o número de Reynolds for menor que aproximadamente 2100 e turbulento, se maior que Para números de Reynolds entre estes dois valores, o escoamento é denominado de transição, onde podem ocorrer características laminares e turbulentas alternadamente. O escoamento num tubo comprido, liso, com diâmetro constante e em regime permanente torna-se plenamente desenvolvido. Com isso, o perfil de velocidade é o mesmo em qualquer seção do tubo. Este escoamento plenamente desenvolvido pode ser governado pela força da gravidade e/ou por forças de

74 56 pressão. A diferença de pressão nas seções transversais de um tubo horizontal força o fluido a escoar no tubo. A força de pressão é necessária para vencer as forças viscosas geradas no escoamento. Se o tubo não é horizontal, o gradiente de pressão ao longo do conduto é devido, em parte, ao componente do peso naquela direção. Os detalhes do perfil de velocidade, entre outras características, dependem do tipo de escoamento, se é laminar ou turbulento. No presente projeto, o escoamento será considerado turbulento, incompressível e em regime permanente. Assim, para o cálculo do sistema de bombeamento será utilizada a equação de Bernoulli modificada: 2 2 V1 V2 p1+ ρ + z1γ = p2 + ρ + z2γ + hl γ (49) 2 2 onde p é a pressão, V é a velocidade de escoamento do fluido, z é a altura, γ é o peso específico e h L é o coeficiente de perda de carga. Durante o escoamento da água, ocorre perda de carga ao longo da tubulação denominada perda de carga distribuída e perdas de carga em conexões e uniões chamadas de perdas de carga localizada. A perda distribuída é calculada por: 2 = (50) L V h L f D 2g sendo f o fator de atrito retirado do diagrama de Moody (Anexo F) em função de Re e ε / D obtido no Anexo E. A perda localizada é definida por: 2 = (51) V h L K 2g sendo K o coeficiente de perda que depende da geometria dos componentes (válvulas, cotovelos e outros) e também das propriedades dos fluidos. A variação da pressão p, para o escoamento permanente, incompressível e turbulento num tubo horizontal com diâmetro D pode ser escrita como: (, D, L, ε, µ, ρ) p = p V (52)

75 57 Obtidas a variação de pressão e a vazão do sistema, a potência da bomba poderá ser calculada por: W& onde η B é a eficiência da bomba. B Q p = η B Segundo FOX (1992, p. 285), a equação (52) relaciona quatro variáveis. Qualquer uma delas pode ser a quantidade desconhecida numa situação prática. Dessa forma, quatro casos gerais são possíves: a) L, Q e D conhecidos, p desconhecido; b) p, Q e D conhecidos, L desconhecido; c) p, L e D conhecidos, Q desconhecido; d) p, L e Q conhecidos, D desconhecido. Para o primeiro caso, deve-se obter o fator de atrito. A perda de carga total é calculada pelas equações (50) e (51). A equação (49) é então empregada para avaliar a queda de pressão ( p ). No segundo caso apresentado, é necessário calcular a perda de carga total através da equação (49) e após obter o fator de atrito, o comprimento pode ser determinado através da equação (50). A terceira situação exige que se utilize um processo de iteração para encontrar a vazão Q. A equação (49) é combinada com as equações de definição para a perda de carga; o resultado é uma expressão para Q em termos do fator de atrito. A maioria dos escoamentos em tubos de interesse em engenharia tem números de Reynolds relativamente elevados. Assim, mesmo que o número de Reynolds (e, portanto, o fator de atrito) não possam ser calculados porque Q não é conhecido, uma boa estimativa inicial para o fator de atrito é obtida da região de escoamento rugoso, ilustrada no diagrama de Moody (Anexo F), da seguinte maneira: a) usando o fator de atrito admitido, calcula-se a primeira aproximação para a vazão; b) o número de Reynolds é calculado para este valor da vazão; c) um novo fator de atrito e uma nova aproximação para a vazão são obtidos; (53)

76 58 d) verifica-se se a equação da energia foi satisfeita, se não, retornar ao passo (a). Da mesma forma que o caso anterior, no quarto caso pode-se estimar o diâmetro da tubulação fazendo uma série de iterações até que a condição para a variação da pressão seja satisfeita. Este processo iterativo é realizado aplicando a equação da energia (equação 49) e seguindo as etapas a seguir: a) estimar um valor para o diâmetro; b) calcular a relação da rugosidade pelo diâmetro (ε/d): obtida através de gráficos; c) calcular o valor do número de Reynolds equação (48); d) determinar o fator de atrito, f, (obtido através do diagrama de Moody) baseado nos valores calculados para Re e ε/d; e) verificar se a equação da energia foi satisfeita, se não, estimar outro valor para o diâmetro e retornar ao passo (a). Assim, é possível determinar o diâmetro de uma tubulação. É importante modelar adequadamente os problemas de engenharia e aplicar corretamente as equações relevantes ao problema em questão. Nos escoamentos em condutos, a idéia principal é aplicar a equação da energia (equação 49) entre regiões apropriadas do escoamento, com as perdas de carga escritas em função dos coeficientes de atrito distribuídos e localizados.

77 59 4 METODOLOGIA O primeiro passo será optar pela utilização de equipamentos de refrigeração que produzem água gelada para alimentar o trocador de calor. Para especificar o equipamento de refrigeração, é necessário calcular a carga térmica para condensar o vapor que sai da torre de destilação a vácuo. Através de dados fornecidos pelos representantes da refinaria REPAR, será possível determinar a capacidade de refrigeração do equipamento. Considera-se que a capacidade de refrigeração coincide com a carga térmica do sistema, conforme a equação (12). O estudo deste projeto terá como base dois sistemas de refrigeração: o de compressão de vapor e o de absorção. Definida a capacidade de refrigeração do equipamento tem-se condições de buscar os sistemas disponíveis no mercado e efetuar o levantamento dos orçamentos para então através de um estudo técnico-econômico definir qual o sistema de refrigeração que fornece uma melhor relação custo-benefício. A análise das propostas, em termos de prazo de entrega, garantia e condições de pagamento, será um dos fatores relevantes para a aquisição do equipamento. O outro fator será o estudo da viabilidade econômica levando em consideração que o equipamento opera a 100% da capacidade total ao longo da vida útil média especificada pelo fornecedor. A escolha do equipamento será aquele que melhor combinar estes fatores. Após definir o equipamento de refrigeração é necessário dimensionar o trocador de calor que será responsável pela condensação do vapor. O projeto do trocador de calor será em função do espaço disponível para a sua instalação no interior da torre e da vazão de água gelada fornecida pelo equipamento de refrigeração. A quantidade de tubos será determinada de maneira que obtenha-se o melhor arranjo físico. O comprimento de cada tubo será determinado em função do diâmetro destes tubos e dos coeficientes de transferência de calor interno e externo. Sendo que o diâmetro interno é calculado conhecendo-se a vazão e a velocidade da água do equipamento de refrigeração e o número de tubos do trocador de calor.

78 60 Para o sistema de bombeamento são definidos o material da tubulação levando em consideração o ambiente e as propriedades do fluido, as formas de união da tubulação e os componentes que irão fazer parte do sistema. A localização do equipamento de refrigeração e do trocador de calor permite determinar a configuração e o comprimento da tubulação. Outro ponto a ser determinado é a perda de carga proveniente do escoamento externo e interno aos feixes de tubos do trocador de calor e do sistema de bombeamento. Por fim, especifica-se a bomba em função da altura de elevação e da vazão de água do sistema.

79 61 5 DESENVOLVIMENTO DO PROJETO 5.1 ANÁLISE DA CARGA TÉRMICA Para iniciar o desenvolvimento do projeto foram necessários alguns dados fornecidos pela REPAR. A partir destes dados foi possível estimar a carga térmica necessária para promover a condensação do vapor d`água na saída da torre de destilação a vácuo. A carga térmica foi calculada tendo como base a vazão mássica de vapor de 4000kg/h ou, 1,11 kg/s e a pressão no interior da torre de vácuo de 8 mmhg, que corresponde a 1,0666kPa. Com esta pressão, a entalpia de mudança de fase foi encontrada através da tabela de propriedades termodinâmicas da água (Anexo A), h fg = 2482,79 kj/kg. Utilizando a equação (12) o valor da carga térmica calculado foi de 2758 kw, o que corresponde a 785 TR. De maneira a garantir uma folga será especificado um equipamento com 1000 TR (3516 kw) de capacidade de refrigeração, o qual passará a ser utilizado para os demais cálculos. Fez-se então uma busca de fabricantes que forneciam equipamentos para atender a esta carga térmica, e em seguida, passou-se para a especificação dos componentes do equipamento de refrigeração. 5.2 SISTEMA DE COMPRESSÃO A VAPOR Em condicionamentos de ar, os equipamentos que produzem água gelada são conhecidos comercialmente como chillers. Através de McQuay Air Conditioning (2000), foram levantados dados como, as temperaturas de evaporação (5 C) e de condensação (38 C) e o fluido refrigerante utilizado (R134a). Através das propriedades termodinâmicas do fluido refrigerante em questão (Anexo B), foi possível efetuar os cálculos dos componentes do sistema de compressão de vapor. Com base nestas informações e na carga térmica calculada, obteve-se os seguintes resultados para o sistema de refrigeração por compressão de vapor:

80 62 a) Efeito de refrigeração: Utilizando a equação (6), tem-se Qe é igual a 149,68 kj/kg. b) Vazão do fluido refrigerante: Pela equação (5), o valor de m& encontrado foi de 23,49 kg/s. c) Potência do compressor: Aplicando-se a equação (2), W & requerida pelo compressor foi de 547,32 kw. d) Trabalho específico de compressão: O cálculo de W, a partir da equação (3), resulta em 23,3 kj/kg. e) Coeficiente de performance: Pela equação (8), obtém-se o COP de 6,42. f) Coeficiente de performance do ciclo de Carnot: O COP Carnot é obtido pela equação (9), sendo de 8,48. g) Eficiência de refrigeração: A partir da equação (10), η R obtida foi de 0,76. h) Temperatura de descarga do compressor: Esta temperatura é determinada diretamente do gráfico do Anexo B, sendo igual a 41 C. Entre estes cálculos está a potência requerida pelo compressor, que é um dos fatores mais importantes, pois através dele pode-se estimar o custo de eletricidade necessária para a operação do equipamento. Outros fabricantes utilizam o fluido refrigerante HCFC 123 e através das propriedades termodinâmicas deste fluido (Anexo C), obteve-se os seguintes resultados: a) Efeito de refrigeração: Utilizando a equação (6), Q e é igual a 145 kj/kg. b) Vazão do fluido refrigerante: Pela equação (5), o valor de m& encontrado foi de 24,25 kg/s. c) Potência do compressor: Aplicando-se a equação (2), W & requerida pelo compressor foi de 630,5 kw. d) Trabalho específico de compressão: O cálculo de W, a partir da equação (3), resulta em 26 kj/kg. e) Coeficiente de performance:

81 63 Pela equação (8), obtém-se o COP de 5,58. f) Coeficiente de performance do ciclo de Carnot: O COP Carnot é obtido pela equação (9), sendo de 8,43. g) Eficiência de refrigeração: A partir da equação (10), η R obtida foi de 0,66. h) Temperatura de descarga do compressor: Esta temperatura é determinada diretamente do gráfico do Anexo C, sendo igual a 41 C. Os equipamentos disponíveis no mercado trabalham com temperaturas de entrada e saída de água gelada no evaporador de 12 C e 7 C, respectivamente. Como a pressão na torre de destilação a vácuo é da ordem de 8 mmhg, a temperatura de condensação do vapor na torre é por volta de 8 C. Para tanto, tornase necessário uma temperatura de água gelada abaixo desse valor para promover a condensação. Nesse caso, reduziu-se as temperaturas de entrada e saída do evaporador para 6 C e 1 C, respectivamente. De forma a garantir que não haverá congelamento da água gelada será empregada uma solução de água - etileno glicol como fluido intermediário. De posse dos cálculos e das informações fornecidas pela REPAR, iniciou-se a seleção do equipamento através de contato com representantes de quatro fabricantes de chillers: Hitachi, Mcquay, Trane e York. A seleção do equipamento será discutida no item 5.4. Comparando-se os cálculos efetuados na situação ideal que leva em consideração que os pontos 1 e 3 (figura 20, ver pág. 39) estão sobre a linha de saturação e os fabricantes efetuam estes cálculos com base na situação real onde temos que o ponto 1 apresenta superaquecimento e o ponto 3 apresenta subresfriamento, obtém-se o valor de 0,74 como sendo a razão entre a potência da situação ideal pela real para o equipamento WSC 126 fabricado pela empresa McQuay e 0,89 para o equipamento CVHF 1280 fabricado pela empresa TRANE.

82 SISTEMA DE ABSORÇÃO Os equipamentos comerciais disponíveis operam com uma diferença de temperatura na ordem de 5 C entre a entrada e a saída do evaporador sendo que não permitem a obtenção de temperaturas abaixo de 12 C na entrada do evaporador e 7 C na saída do mesmo pelo fato de utilizarem uma solução de Brometo de Lítio-Água (LiBr). A necessidade de temperaturas de 6 C na entrada e 1 C na saída, impossibilita o uso de equipamentos que operam com base no ciclo de absorção utilizando a solução de LiBr-H 2 O. Uma vez que a água é o fluido refrigerante, corre-se o risco de solidificá-lo em temperaturas próximas de 0 C. Uma alternativa seria a utilização de equipamentos que operam com solução de Água-Amônia, cujo fluido refrigerante é a amônia. Esta solução permite a operação com temperaturas abaixo de zero no evaporador. Para aplicações de condicionamento de ar não foram encontrados equipamentos que utilizam a solução água-amônia. Dessa maneira, o equipamento que opera segundo o sistema de absorção foi desconsiderado e na seqüência do projeto será admitido apenas os equipamentos que trabalham segundo o princípio de compressão mecânica de vapor. 5.4 SELEÇÃO DE EQUIPAMENTOS De acordo com TOLEDO JR. (1986, p. 128), na aquisição de um novo equipamento, é necessário a escolha de no mínimo três fornecedores. Quatro fabricantes com potencial de atender a necessidade do projeto foram contatados. Segundo TOLEDO JR. (186, p. 128), a comparação entre as propostas de fornecimento, devem levar em consideração, por ordem de importância: - a técnica; - o custo e; - o prazo. Três propostas com especificações técnicas e orçamento foram recebidas. Apesar dos três atenderem à necessidade técnica do projeto, somente duas propostas contêm as condições de pagamento, prazos de entrega e condições de

83 65 garantia. Portanto, somente duas propostas são passíveis de uma avaliação completa, para a outra proposta caberá apenas a análise da viabilidade econômica O Custo dos Equipamentos As propostas comercias recebidas apresentam o preço de U$ ,18 que convertida para reais apresenta o valor de R$ ,00 (EconoFinance, 2004) para o equipamento WSC 126, fabricado pela empresa Mcquay Air Conditioning, e o preço de U$ ,00 correspondente a R$ ,00 (EconoFinance, 2004) do modelo CVHF 1280, fabricado pela empresa TRANE Ar Condicionado. A variação de preço de um fornecedor para outro é da ordem de 3,6%. Uma especificação foi enviada como alternativa de fonte de energia pela empresa YORK International Ltda que apresentou um equipamento que tem como fonte de energia o vapor. O preço deste equipamento é U$ ,00 que convertido em reais equivale a R$ ,00 (EconoFinance, 2004). A conversão para a moeda nacional, em reais (R$), é feita com base na cotação do dia anterior à data de pagamento Características Técnicas dos Equipamentos Do ponto de vista técnico foram avaliadas as condições de operação do equipamento WSC 126 fabricado pela empresa Mcquay Air Conditioning e o modelo CVHF 1280 fabricado pela empresa TRANE Ar Condicionado. Cada equipamento foi avaliado de acordo com as suas características técnicas. As características técnicas necessárias ao projeto, a capacidade de refrigeração do equipamento, as temperaturas de entrada e saída do evaporador, a potência e o IPLV (Valor de Carga Parcial Integrada) fornecido pelo equipamento foram avaliados. O IPLV é um índice utilizado como padrão pelos fabricantes e segundo (McQuay,2000) é padronizado pela norma ARI 550/590 através da equação (54). IPLV = 1 0,01 0,42 0,45 0, A B C D (54)

84 66 onde A, B, C e D representam a razão entre a potência e a capacidade de refrigeração com o equipamento trabalhando a 100%, 75%, 50% e 25% da sua capacidade. A norma estima que os equipamentos operam durante o ano com 1% do tempo da capacidade total, 42% do tempo a três quartos da capacidade total, 45% com metade da capacidade e 12% com um quarto da capacidade total. Quanto menor o índice IPLV do equipamento menor será o consumo de energia anual. As tabelas 2 e 3 fornecem os dados técnicos, as temperaturas de entrada (Tec) e saída (Tsc) do condensador e as temperaturas de entrada (Tee) e saída (Tse) do evaporador dos equipamentos analisados. TABELA 2 DADOS TÉCNICOS DO EQUIPAMENTO WSC 126 Capacidade (TR) Potência (kw) COP IPLV (kw/tr) Tec ( C) Tsc ( C) Tee ( C) Tse ( C) ,5 4,777 0,650 29,4 34,8 6,89 1,00 Fonte: Mcquay Proposta Comercial Qt-8659 de 12 de Março de TABELA 3 DADOS TÉCNICOS DO EQUIPAMENTO CVHF 1280 Capacidade (TR) Potência (kw) COP IPLV (kw/tr) Tec ( C) Tsc ( C) Tee ( C) Tse ( C) ,3 4,987 0,605 29,5 35,0 6,00 1,00 Fonte: TRANE Proposta Comercial de 01 de Abril de Outro aspecto importante analisado foi o tipo do fluido refrigerante utilizado no sistema. O modelo WSC 126 opera com o fluido R134-a, o qual possui os índices ODP e GWP presentes na tabela 1 (ver pág. 17) e tem um efeito nocivo ao meio ambiente menor se comparado ao fluido HCFC 123 utilizado no modelo CVHF Em termos de dimensões os equipamentos são similares, conforme mostram as tabelas 4 e 5.

85 67 TABELA 4 DIMENSÕES DO EQUIPAMENTO MODELO WSC 126 Altura (m) Comprimento (m) Largura (m) Área (m 2 ) 2,591 4,318 3,048 13,1612 TABELA 5 DIMENSÕES DO EQUIPAMENTO MODELO CVHF 1280 Altura (m) Comprimento (m) Largura (m) Área (m 2 ) 3,077 5,426 2,845 15, Análise da Proposta Comercial Analisando as propostas do ponto de vista comercial, ou seja, condições de pagamento, prazos de entrega e condições de garantia também é possível encontrar diferenças significativas. O fabricante do modelo WSC 126 oferece duas formas de pagamento: a) à vista; b) 25% de sinal, 50% após 4 semanas e 25% no aviso de embarque. O prazo de embarque do equipamento é de 8 a 10 semanas após confirmação do pedido de compra e será entregue no Porto de Paranaguá, não sendo responsabilidade do fabricante o transporte do equipamento entre o porto e a refinaria. As condições de garantia cobrem as partes mecânicas do equipamento por um período de 12 meses após a partida inicial ou 18 meses após o embarque do equipamento, ficando o período de garantia condicionado ao que ocorrer primeiro. A proposta comercial do fabricante do modelo CVHF 1280 oferece como condição de pagamento um sinal de 10% quando da confirmação do pedido e 90% para liberação do equipamento no Porto de Paranaguá. O prazo de entrega é de 90 dias após o recebimento do pedido, aprovação de crédito e confirmação do pagamento do sinal. A garantia oferecida cobre somente as peças de reposição por um período de 03 meses a partir da data da emissão da nota fiscal de venda. O período de garantia poderá ser estendido para 18 meses a partir da data de emissão da nota fiscal ou 12 meses após a partida do equipamento, desde que a instalação seja

86 68 realizada por empresa credenciada pelo fabricante e que seja efetuado um contrato de manutenção preventiva entre as partes. 5.5 ANÁLISE DA VIABILIDADE ECONÔMICA Considerando a indisponibilidade de informações de custos de manutenção e operação, somente o custo anual relacionado ao consumo de energia elétrica e ao consumo de vapor será avaliado como custo operacional. Estudos relacionados à instalação e manutenção do equipamento dependem de outros fatores e da especificação de outros equipamentos que farão parte do sistema de condensação do vapor, ainda não especificados nesta etapa do trabalho Consumo de Energia e Custo Anual Analisando o sistema tarifário segundo SHOEPS e ROUSSO (1993, p.13-17), a REPAR enquadra-se no sistema tarifário Azul que é aplicada às unidades consumidoras ligadas em tensão de fornecimento igual ou superior a 69 kv e ligadas em tensão inferior, sempre que for contratada demanda igual ou superior a 500 kw. A determinação quanto aos períodos seco e úmido e aos horários de ponta e fora de ponta também são determinados pela companhia de energia elétrica (COPEL, 2004) e são apresentados na tabela 6. TABELA 6 DIVISÃO DOS PERÍODOS E HORÁRIOS Período Horário Normal Horário de Verão Úmido Seco Ponta Fora Ponta Ponta Fora Ponta Dezembro a Abril Maio a Novembro 18:00 às 21:00 Demais horas do dia, finais de semana e feriado 19:00 às 22:00 Demais horas do dia, finais de semana e feriado Fonte:COPEL,13/03/04.

87 69 O custo da tarifa é determinado pela companhia de energia (COPEL, 2004) sendo que há uma variação de acordo com o período e o horário de utilização da energia elétrica, como pode ser visto na tabela 7. TABELA 7 CUSTO DA TARIFA AZUL DE ENERGIA ELÉTRICA Consumo (R$/MWh) Demanda (R$/kW) Ultrapassagem na Demanda (R$/kW) Subgrupo Ponta Fora Ponta Ponta Fora Ponta Ponta Fora Ponta Seca Úmida Seca Úmida Seca/ Úmida Seca/ Úmida A3 (69kV) 79,88 70,83 55,02 47,51 16,83 4,59 62,49 17,08 Fonte: COPEL, 13/03/04. O processo de condensação de vapor, no qual o equipamento especificado estará inserido, exige a máxima capacidade de refrigeração para garantir a eficácia do processo. Desta maneira o custo de energia é calculado por: Custo = Potência Tarifa horas (55) Utilizando-se a equação (55) para cada período e horário apresentados na tabela 6 e aplicados sobre as tarifas apresentadas na tabela 7, obtém-se os custos para o período úmido dentro e fora de ponta de R$23.631,33 e R$ ,83 respectivamente e para o período seco dentro e fora de ponta de R$ ,90 e R$ ,90 respectivamente. A soma totaliza um valor de R$ ,96 para o modelo WSC 126. Efetuando-se o mesmo cálculo para o modelo CVHF 1280, obtém-se um custo anual de energia de R$ ,93. Os resultados referem-se a compra de energia direta da Copel. Utilizando o custo de geração de energia da REPAR que é de R$17,73/MWh, obtém-se um custo anual de energia de R$ ,35 para o modelo WSC 126 e de R$ ,53 para o modelo CVHF Para obter o custo anual de energia do equipamento que opera com vapor como fonte de energia foi utilizada a seguinte equação:

88 70 Custo = Vazão de Vapor Tarifa horas (56) A vazão de vapor especificada pelo fabricante e necessária para operar o equipamento é de 4950 kg/h, sendo que a REPAR possui vapor disponível a um custo de R$7,39/ton que resulta em um custo anual de R$ , Análise do Investimento Uma análise foi realizada entre os equipamentos, considerando a vida útil estimada para 20 anos de operação, e a energia gasta por estes a uma taxa de juros de 12% ao ano (EconoFinance,2004). Esta análise foi calculada pela equação (STOECKER, 1989): n (1 + i) 1 F = Custo (57) i onde F é o valor futuro referente após n anos de operação, Custo é o custo anual da energia e i é a taxa de juros. Uma outra análise foi realizada em relação a depreciação do equipamento. A depreciação real é calculada pela seguinte equação (STOECKER, 1989): VRE 1 DR = 1 Pr (58) eço VU onde VRE é o valor residual estimado, Preço é o valor de aquisição do equipamento e VU é a vida útil do equipamento. Sendo que VRE, informado pelos fornecedores, equivale a 5% do preço do equipamento. O valor real do equipamento após n anos de operação é calculado pela equação: ( ) VRn = Pr eço 1 n DR (59) Efetuando-se um comparativo entre o custo de operação, utilizando como fonte a energia elétrica com base na tarifa informada pela REPAR, e o valor de depreciação do equipamento, obtemos para os modelos WSC 126 e CVHF 1280 o resultado apresentado no gráfico 1.

89 Custo (em milhares de Reais) CVHF 1280 WSC 126 Anos Gráfico 1 Comparativo com base no processo da REPAR. Com base nos resultados obtidos conclui-se que o equipamento CVFH 1280 apresenta ao longo da vida útil a melhor relação custo-benifício. A partir desta conclusão os demais comparativos serão realizados para o equipamento acima. A análise agora, efetuada com base no processo no qual o equipamento estará inserido, mostra na tabela 8 que a energia fornecida pela COPEL apresenta um custo, para 5, 10, 15 e 20 anos, de: TABELA 8 CUSTO DA ENERGIA COPEL X TEMPO DE OPERAÇÃO TEMPO (ANOS) CUSTO (R$) , , , ,49 Já para a energia gerada pela própria REPAR os custos são apresentados na tabela 9

90 72 TABELA 9 CUSTO DA ENERGIA REPAR X TEMPO DE OPERAÇÃO TEMPO (ANOS) CUSTO (R$) , , , ,89 Este comparativo está apresentado no gráfico 2. Custo (em milhares de Reais) REPAR COPEL Anos Gráfico 2 Energia gerada x Energia comprada Os custos de energia para 5, 10, 15 e 20 anos analisados sob o ponto de vista de utilização do equipamento com fonte de energia a vapor são apresentados na tabela 10. O resultado comparando com os novos custos, obtidos com base nas tarifas da COPEL, é apresentado no gráfico 3. TABELA 10 FONTE ALTERNATIVA DE ENERGIA X TEMPO DE OPERAÇÃO TEMPO (ANOS) CUSTO (R$) , , , ,89

91 73 Custo (em milhares de Reais) VAPOR COPEL Anos Gráfico 3 Fonte alternativa de energia x Energia comprada Como último comparativo, analisou-se o modelo de referência e o equipamento que opera a vapor tendo por base o processo de condensação de vapor que necessita que o equipamento opere o tempo todo fornecendo a máxima capacidade de refrigeração. Custo (em milhares de Reais) CVHF 1280 VAPOR Anos Gráfico 4 Energia gerada pela REPAR x Fonte de energia alternativa

92 DIMENSIONAMENTO DO TROCADOR DE CALOR A seleção do equipamento de refrigeração, que fornecerá água gelada, permite que o trocador de calor seja dimensionado. O trocador de calor será dimensionado em função do local onde o mesmo será instalado. Neste caso, instalar-se-á o trocador de calor no interior da torre de destilação a vácuo, a uma altura de 46,8 m. A equação (34) permitirá dimensionar o trocador de calor, mas antes é necessário encontrar os coeficientes relacionados à esta equação Coeficiente Global e a Efetividade Primeiramente, encontra-se o fator UA, que posteriormente permitirá dimensionar o trocador de calor encontrando a sua área. Para encontrar este fator, é necessário conhecer a temperatura de condensação do vapor, que a uma pressão de 8 mmhg, é 8 C, e as temperaturas da água na entrada e saída do trocador de calor. Para o equipamento de refrigeração especificado, estas temperaturas valem 1 C e 6 C, respectivamente. Também é preciso conhecer a vazão mássica ( m& ) e o calor específico ( cp ) do fluido frio, neste caso a água. A vazão é fornecida pelo equipamento de refrigeração especificado e vale 168,7 l/s (0,1687 m 3 /s). O calor específico é retirado da tabela de propriedades da água (Anexo A), sendo igual a 4,19 kj/kg.k. Aplicando-se a equação (25) encontra-se o valor de 885,68 kw/k para o fator UA. Conhecido este fator encontra-se, através da equação (26), a efetividade (ε ) do trocador de calor. Para o presente projeto, a efetividade calculada é de 0,714. a Coeficiente de Transferência de Calor Interno ( i Para calcular o coeficiente interno de transferência de calor por convecção h ), através da equação (38), define-se primeiramente o número de tubos ( N ) do trocador de calor. Para este projeto foram adotados 50 tubos. Definido o número de tubos, e conhecendo a vazão de 168,7 l/s (0,1687 m 3 /s) e a velocidade da água de t

93 75 3,26 m/s, fornecidas pelo evaporador do equipamento de refrigeração especificado, é possível calcular o diâmetro interno ( d i ) dos tubos. Note que foi considerado que a velocidade da água é a mesma tanto no tubo de transporte quanto nos tubos do trocador. Utilizando-se a equação (37) determina-se que o diâmetro interno dos tubos do trocador de calor é de 36 mm. O diâmetro comercial mais próximo a 36 mm é mostrado na tabela 11 (CAPORAL, 2004). TABELA 11 ESPECIFICAÇÃO DO TUBO DO TROCADOR DE CALOR Diâmetro Externo (mm) Espessura (mm) Diâmetro Interno (mm) Peso (kg/m) 38,10 2,00 34,10 1,807 Fonte: CAPORAL, 31/08/04. Material Aço Inoxidável sem costura A escolha do aço inoxidável, como material dos tubos do trocador de calor, deve-se ao fato de possuir melhor resistência a corrosão e tornar mais longa a vida útil da tubulação quando comparado aos outros materiais. Conhecendo-se a vazão do evaporador, o número de tubos do trocador de calor e o diâmetro interno do tubo, é possível determinar o número de Reynolds ( Re ) através da equação (36). A viscosidade dinâmica ( µ ) é obtida da tabela de vapor d`água (Anexo A) com base na temperatura média, entre a entrada e a saída do trocador de calor, que é aproximadamente 4 C. Sendo assim, encontra-se o valor de 1553 x 10-6 Pa.s para µ l. Definidos todas as variáveis da equação (36), obtém-se o valor de para o número de Reynolds. Este valor define o escoamento como sendo turbulento. Antes de determinar o valor do coeficiente interno de transferência de calor por convecção, é preciso encontrar outros dois números adimensionais. O número de Prandtl ( Pr ) é obtido da tabela de vapor d`água (Anexo A) para uma temperatura média de 4 C. Este valor é igual a 11,24. Em função dos números de Reynolds e Prandtl, obtém-se o número de Nusselt ( Nu ) pela equação (39). O resultado desta equação fornece o valor de 512. l

94 76 Com a condutividade térmica da água igual a 577 x 10-3 W/m.K, é possível retornar a equação (38) e encontrar o valor de 8665 W/m 2.K para o coeficiente interno de transferência de calor por convecção O Coeficiente de Transferência de Calor Externo Como o objetivo é condensar o vapor, o coeficiente externo de transferência de calor por convecção ( h e ) é determinado pela equação (40). Antes de aplicar esta equação deve-se estimar as seguintes variáveis: a) a aceleração da gravidade igual a 9,81 m 2 /s; b) a temperatura de saturação do vapor igual a 8 C e a temperatura superficial do tubo igual a 6 C. Sendo que a temperatura média para determinação das propriedades termodinâmicas é igual a 7 C; c) para a temperatura de saturação, a massa específica do vapor e a entalpia de mudança de fase valem 7,669x10-3 kg/m 3 e 2482,6 kj/kg, respectivamente; d) as demais propriedades termodinâmicas são com base na temperatura média. A massa específica da água é igual a 1000 kg/m 3, a condutividade térmica da água é de 582x10-3 W/m.K, a viscosidade dinâmica é de 1422x10-6 Pa.s e o calor específico vale 4,19 kj/kg.k. Antes de determinar o coeficiente externo de transferência de calor é preciso encontrar o número adimensional de Jakob ( Ja ) através da equação (42). Posteriormente calcula-se o valor da entalpia de mudança de fase modificada ( h' ). Após determinados todas as variáveis da equação (40) encontra-se o valor de 3980 W/m 2.K para o coeficiente externo de transferência de calor por convecção. fg Comprimento dos Tubos do Trocador de Calor Como a ordem de grandeza dos coeficientes de transferência de calor interno e externo é a mesma, será adotada uma configuração sem aletas para os tubos do trocador de calor. Considerando que a resistência térmica da parede e o fator de incrustação dos tubos são desprezíveis, aplica-se a equação (34) para obter

95 77 o comprimento dos tubos. Note que o comprimento dos tubos deve ser tal que a soma das resistências térmicas interna (1/ ha) i i e externa (1/ ha) e e se iguala à resistência térmica global (1/UA ). A área interna ( A i ) e a externa ( A e ) são determinadas pela equação (35), resultando em um comprimento ( l ) para os tubos de 56,27 m. O número de passes será dado pelo comprimento total dos tubos dividido pelo comprimento do trocador de calor. No local onde será instalado o trocador de calor, a torre de destilação tem um diâmetro interno de 4,7 m. Desta maneira, as dimensões do trocador de calor adotadas são apresentadas na tabela 12. TABELA 12 DIMENSÕES DO TROCADOR DE CALOR Altura (m) Comprimento (m) Largura (m) Área (m 2 ) 1,20 3,20 3,20 10,24 Desta forma, o número de passes para cada tubo será igual a 18. A figura 30 ilustra a configuração dos tubos do trocador de calor. Figura 30 Representação dos tubos do trocador de calor.

96 Perda de Carga no Trocador de Calor Note que haverá tanto perda de carga na parte externa do trocador de calo quanto na interna. A perda de carga externa irá alterar o nível de vácuo na torre de destilação e a perda de carga interna é importante para dimensionamento da bomba de circulação de água gelada Perda de carga entre feixes de tubos Primeiramente, foi idealizado o arranjo dos tubos no trocador de calor. Para isto considerou-se a largura do trocador e o número de tubos para então encontrar a distância transversal entre os centros dos tubos. A distância longitudinal foi definida a partir da altura do trocador e o número de fileiras. Sendo assim, as distâncias entre os centros dos tubos correspondem à 63,5 mm na direção transversal e 65,0 mm, na longitudinal. Para encontrar a perda de carga utiliza-se a equação (43) que depende da velocidade máxima do escoamento. Com base na equação (45) verificou-se que a velocidade máxima ocorre no plano transversal como mostra a figura 29. Assim, a velocidade máxima, encontrada através da equação (47), é igual a 20,85 m/s. Utilizando-se as propriedades termodinâmicas do vapor, a velocidade máxima encontrada anteriormente e o diâmetro externo dos tubos, o número de Reynolds encontrado, através da equação (48), é de 732. Os fatores de atrito ( f ) e o de correção ( χ ) são obtidos através do Anexo D em função do número de Reynolds. Sendo assim a perda de carga equivale a 14,41 Pa Perda de carga no interior dos tubos Utilizando-se as propriedades termodinâmicas da água, a velocidade fornecida pelo equipamento de refrigeração e o diâmetro interno do tubo, o número de Reynolds encontrado, através da equação (48), é de 71577, classificando o escoamento como turbulento.

97 79 A perda de carga ao longo da tubulação é encontrada através da equação 50. Para tanto é necessário encontrar, através do diagrama de Moody (Anexo F), o fator de atrito ( f ) em função da relação rugosidade relativa, ε /di (Anexo E). O valor encontrado para a perda distribuída é de Pa. A perda de carga localizada será encontrada através da equação (51) em função dos coeficientes de perda (Anexo G). A relação entre o comprimento total dos tubos e o número de passes leva a um número de 17 dobras de 180. Sendo assim, a perda localizada é de Pa. Estes resultados permitem que encontre-se, utilizando a equação (49), o valor de Pa para a perda de carga no interior dos tubos do trocador de calor. 5.7 DIMENSIONAMENTO DO SISTEMA DE BOMBEAMENTO Devido a localização do equipamento de refrigeração que será instalado junto ao solo, torna-se necessário um sistema de bombeamento/tubulação que eleve a água até o trocador de calor instalado no topo da torre. Além da tubulação, o projeto deste sistema leva em consideração os componentes, como por exemplo, válvulas e cotovelos. O diâmetro da tubulação é obtido em função da vazão e da velocidade da água (Q = V A) fornecida pelo evaporador do equipamento de refrigeração. Desta maneira, o diâmetro calculado é de 257 mm. Será adotado o diâmetro nominal padronizado de 254 mm, ou seja, 10 (IPIRANGA, 2004). TABELA 13 ESPECIFICAÇÃO DO TUBO DE ALIMENTAÇÃO D ÁGUA Diâmetro Externo (mm) Espessura (mm) Diâmetro Interno (mm) Peso (kg/m) 273,05 9,27 254,51 60,24 Fonte: IPIRANGA, 31/08/04. Material Aço-Carbono sem costura Entre todos os materiais industriais existentes, o aço carbono é o que apresenta a melhor relação custo/resistência mecânica e também fácil de ser encontrado no comércio. Em uma refinaria de petróleo, por exemplo, mais de 90%

98 80 de toda a tubulação são de aço carbono. Emprega-se para água doce, ar comprimido, óleo, gases e outros fluidos pouco corrosivos (TELLES, 1981) Perda de Carga de Elevação O comprimento total da tubulação desde a descarga da bomba até a entrada no trocador de calor, é igual a 56,13 m. A partir do comprimento da tubulação a perda de carga distribuída calculada através da equação (50) equivale a Pa. Para o cálculo da perda de carga localizada é necessário conhecer o coeficiente de perda (K) dos componentes que farão parte da tubulação.os componentes e os respectivos coeficientes K são: a) flange com canto arredondado na saída da bomba: K=0,28; b) cotovelos de 90 : K=0,3; c) válvula de fluxo único após a descarga da bomba: K=2,0. Conhecendo a configuração da tubulação que possui cinco cotovelos de 90 a perda localizada dada pela equação (51) é de Pa. Assim, pela equação 49 a perda de carga de elevação é de Pa Perda de Carga de Retorno Com base no raciocínio utilizado anteriormente, o comprimento total da tubulação desde a saída do trocador de calor até a entrada no evaporador é de 67,89 m. Da mesma maneira como calculado no item anterior, a perda distribuída para este comprimento é de Pa. Para o cálculo da perda localizada serão levados em consideração os coeficientes de perda (K) para sete cotovelos de 90, ligação reentrante na entrada do evaporador. Tendo como resultado Pa. Portanto, a perda de carga de retorno é de Pa.

99 Perda de Carga na Sucção O comprimento da tubulação entre o equipamento de refrigeração e a bomba é de 1 m. Assim a perda distribuída calculada a partir da equação (50) equivale a 313 Pa. Sabendo que será instalado uma válvula de bloqueio (K=0,05) e que o tipo de ligação na saída do equipamento de refrigeração é reentrante (K=0,78) e na entrada da bomba é do tipo flangeada com canto arredondado (K=0,28), obtém-se através da equação (51) o valor de 5886 Pa para a perda localizada. Portanto, a perda de carga na sucção será de 6199 Pa conforme a equação (49) Potência da Bomba Para o cálculo da potência da bomba é necessário conhecer a perda de carga total do sistema que inclui todas as perdas calculadas anteriormente mais a perda relacionada ao evaporador do equipamento de refrigeração que é igual a Pa (proposta comercial TRANE, 2004). Desta maneira, a perda de carga total do sistema é de ,41 Pa. Para especificar a bomba, é necessário encontrar a altura manométrica (H). Sabendo que a velocidade na sucção e na descarga são iguais, a partir da equação (49), tem-se que: p2 p1 H = = z2 z1 + γ γ onde z 2 -z 1 é a diferença de altura entre a sucção e a descarga da bomba. A altura manométrica do projeto em questão é de 46,5 m. Conhecendo a vazão de água, especifica-se a bomba a partir do gráfico H x Q, fornecido pelo fabricante (KSB, 2004). h L (60) TABELA 14 ESPECIFICAÇÃO DA BOMBA Modelo Altura (m) Vazão (m 3 /h) Rendimento ETA , % Fonte: KSB Catálogo de Bombas Centrífugas Horizontais, de 01 de setembro de 2004.

100 82 Após a especificação, é possível conhecer a potência efetiva da bomba, fornecida pelo fabricante. Neste caso a potência efetiva é de 106 kw. 5.8 QUADRO DE RESUMO Para uma melhor visualização, a tabela 15 apresenta os resultados obtidos nos itens anteriores. TABELA 15 RESULTADOS OBTIDOS Resultados Vazão mássica de vapor ( m& v ) 1,11 kg/s Dados Fornecidos Carga Térmica Pressão no interior da 1,0666 kpa torre Dado Calculado Carga térmica 2758 kw Valor Adotado Carga térmica 3516 kw Dados Fornecidos Vazão d`água (Q) 0,1687 m 3 /s Velocidade (V) 3,26 m/s Valor Adotado Número de tubos (Nt) 50 Fator UA 885,68 kw/k Número de Reynolds (Re) Trocador de Calor Sistema de Bombeamento Dados Calculados Perdas de Carga Potência da Bomba Diâmetro interno (d i ) 0,036 m Diâmetro externo (d e ) 0,038 m Número de Nusselt (Nu) 512 Coeficiente de convecção interno (h i ) 8665 W/m 2 K Coeficiente de convecção externo (h e ) 3980 W/m 2 K Comprimento dos tubos (l) 56,27 m entre os feixes de tubos 14,41 Pa do trocador de calor no interior dos tubos do trocador de calor 175,897 kpa na sucção da bomba 6,199 kpa de elevação 37,665 kpa de retorno 45,070 kpa no evaporador do equipamento 188,690 kpa Total 453,535 kpa W & 106 kw B

101 83 6 DISCUSSÃO DOS RESULTADOS E CONCLUSÕES A condensação do vapor d água na saída da torre de destilação a vácuo levou a uma busca no mercado de um equipamento de refrigeração que atendesse àquela necessidade. Entre os equipamentos disponíveis e que possivelmente atenderiam ao projeto, fez-se a opção por equipamentos que operam com água gelada e que são utilizados em condicionamento de ar. A utilização destes equipamentos para uso em processos industriais não é comum, principalmente em condições de temperatura e pressão específicas e não convencionais, como é o caso deste projeto. Para garantir a condensação do vapor d água é necessário que a água entre no evaporador do equipamento a uma temperatura de 6 C e deixe o mesmo com destino ao trocador de calor a uma temperatura de 1 C. Esta condição impediu o uso de equipamentos que operam com base no ciclo de absorção, pois os fabricantes consultados não dispõem de equipamentos comerciais que atendam tais condições. As temperaturas mínimas de operação para estes equipamentos, que operam com uma solução de LiBr, são 12 C na entrada e 7 C na saída do evaporador, impossibilitando a condensação do vapor. A alternativa ficou por conta da utilização de equipamentos que operam com base no princípio de compressão de vapor, o chamado Chiller Centrífugo. Em relação aos equipamentos comerciais, não há restrições quanto ao limite de temperatura. A adição de uma solução de etileno glicol na água gelada possibilita a obtenção de temperaturas próximas ao ponto de congelamento da água. A carga térmica calculada para condensar a massa de vapor d água é de 800 TR (2.813 kw). Por precaução especificou-se um equipamento com 1000 TR (3.516 kw) de capacidade de refrigeração. Mesmo consultando quatro fabricantes, somente duas propostas puderam ser analisadas em profundidade, uma vez que um dos fabricantes não enviou a proposta e o outro enviou uma proposta incompleta que não contemplava as condições de pagamento, os prazos de entrega e as condições de garantia. Como os custos apresentados pelos fabricantes Mcquay e TRANE estavam entre os esperados pela REPAR e variaram apenas 3,6%, esta não foi uma etapa decisiva para a seleção.

102 84 As propostas comerciais também eram muito semelhantes, pois ofereciam prazos de entrega em torno de 3 meses e contratos de garantia que variavam entre 12 e 18 meses. A diferença ficou por conta da condição de pagamento do fabricante TRANE que analisada economicamente pode favorecer o comprador. A diferença entre a área que cada equipamento ocupa é relevante, pois o equipamento da TRANE ocupa uma área 17,3% maior quando comparado ao outro fabricante. A análise da potência consumida pelo equipamento, fator que tem influência direta no consumo anual de energia, foi decisivo para a seleção do equipamento. O equipamento CVHF 1280 do fabricante TRANE apresenta uma potência 4,24% menor se comparado com o modelo WSC 126 do fabricante McQuay. Analisando a depreciação dos equipamentos, notou-se que o equipamento CVHF 1280 do fabricante TRANE torna-se economicamente mais viável a partir do 5º ano de operação. Tomando-se como base a vida útil do equipamento ao longo de 20 anos de funcionamento, o reflexo no consumo de energia, que considera a hipótese do equipamento operar 24 horas por dia durante os 365 dias do ano, ou seja, 8760 horas por ano, foi significativo e fundamental na seleção do equipamento. A economia de energia obtida com o modelo CVHF 1280 foi de 4,43% em relação ao modelo WSC 126. Analisando o equipamento que opera a vapor dentro do processo requerido pela REPAR, o mesmo apresenta um gasto com energia 5,93% inferior ao modelo CVHF 1280 quando a energia é comprada da COPEL, mas um gasto 192% superior quando a energia elétrica é gerada pela REPAR. Percebe-se que a utilização do vapor como fonte de energia alternativa é viável se a energia elétrica for comprada diretamente da Copel, caso contrário o vapor como fonte de energia torna-se inviável economicamente. Aliando-se a análise da depreciação ao estudo do consumo de energia, baseados nos fatores acima descritos, o equipamento selecionado é o modelo CVHF 1280 fornecido pela empresa TRANE Ar Condicionado. A seleção de um equipamento que possibilita a condensação do vapor d água na saída da torre de destilação a vácuo nos aspectos técnico e econômico, está dentro da expectativa da REPAR. O equipamento selecionado ainda permite

103 85 uma economia relacionada ao custo anual da energia elétrica quando comparado aos outros equipamentos, possibilitando um retorno antecipado do investimento. Quanto ao dimensionamento do trocador de calor e do sistema de bombeamento, este somente foi possível após a especificação do equipamento de refrigeração. Como não foi possível encontrar no mercado um trocador de calor que pudesse ser instalado no interior da torre de destilação a vácuo, devido ao diâmetro da mesma, foi necessário dimensioná-lo. A retirada do condensado, produto da condensação do vapor, será efetuada pela lateral da torre de destilação. O condensado é depositado em uma bandeja, logo abaixo do trocador de calor. Esta técnica de retirada é a mesma utilizada para os produtos da destilação a vácuo, ou seja, um processo já conhecido da REPAR. Da mesma forma, foi necessário especificar os componentes do sistema de bombeamento e dimensionar a tubulação, possibilitando encontrar no mercado uma bomba que tenha condições de elevar a água até o trocador de calor. A implantação deste sistema na torre de destilação a vácuo permitirá que a REPAR aumente a temperatura do resíduo atmosférico na entrada da torre, possibilitando o aumento da produção de GOP e conseqüentemente, um rendimento maior do processo de refino. É muito importante salientar a complexidade e a quantidade de variáveis e informações envolvidas em um projeto deste porte. Desde os aspectos técnicos, econômicos e de recursos humanos devem ser relacionados e levados em consideração para que a implantação do projeto e, posteriormente, durante seu funcionamento o objetivo seja alcançado.

104 86 REFERÊNCIAS ABREU, A. F. Sistema de Refrigeração por Absorção Intermitente: concepção, dimensionamento, construção, ensaio e considerações econômicas f.- Tese (Doutorado em Energia)-Programa Interunidades de Pós Graduação em Energia, SP. ALVES, Maria Bernardete Martins; ARRUDA, Susana Margareth. Como fazer referências (Bibliográficas, Eletrônicas e Demais Formas de Documentos). Florianópolis: UFSC, Disponível em: < Bu.ufsc.br> Acesso em: 17 novembro de ANDRADE, L. C. Histórico da Refrigeração. Apresenta aspectos sobre a história da refrigeração. Disponível em: < Acesso em 08 de abril de ANP - AGÊNCIA NACIONAL DO PETRÓLEO. Petróleo e Derivados. Apresenta o refino e processamento do petróleo. Disponível em: < Acesso em 5 de dezembro de CABANO. Centrais de Água Gelada. Apresenta sistemas de água gelada. Disponível em: < Acesso em: 8 de abril de CAPORAL. Tubos Industriais. Apresenta tubos de aço inoxidável padronizados. Disponível em: < Acesso em: 30 de agosto de COPEL DISTRIBUIÇÃO S/A. Tarifas. Apresenta as divisões e valores das tarifas de energia elétrica. Disponível em: < Acesso em 15 de março de DUPONT. Technical Information Refrigerants. Apresenta gráficos pressão x entalpia de fluidos refrigerantes. Disponível em:< Acesso em 15 de março de ECONOFINANCE S/A. Cotações. Apresenta informações financeiras e econômicas. Disponível em < Acesso em 13 de abril de FOX, R. W.; McDONALD, A. T. INTRODUÇÃO À MECÂNICA DOS FLUÍDOS. 4 ed. Rio de Janeiro: Livros Técnicos e Científicos, GOSNEY, W. B. Principles of refrigeration. 1 ed. New York: Cambridge University Press, 1982, p INCROPERA, F. P.; DAVID, P. D. Fundamentos de Transferência de Calor e de Massa. 4 ed. Rio de Janeiro: Livros Técnicos e Científicos, 1998.

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107 89 ANEXO A PROPRIEDADES TERMODINÂMICAS DA ÁGUA LÍQUIDO E VAPOR SATURADOS Fonte: INCROPERA, 1998.

108 90 ANEXO B GRÁFICO PRESSÃO X ENTALPIA DO FLUIDO R134A Fonte: DUPONT, 2004

109 91 ANEXO C GRÁFICO PRESSÃO X ENTALPIA DO FLUIDO HCFC 123 Fonte: DUPONT, 2004