Estudo experimental com propano (R290) em um sistema de ar condicionado

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1 Estudo experimental com propano (R9) em um sistema de ar condicionado Jacqueline Biancon Copetti Universidade do Vale do Rio dos Sinos UNISINOS Ciências Exatas e Tecnológicas Engenharia Mecânica Av. Unisinos 95, São Leopoldo RS Brasil jcopetti@unisinos.br Mario Henrique Macagnan mhmac@unisinos.br RESUMEN Na área de refrigeração vem-se buscando fluidos refrigerantes substitutos para o R nas diversas aplicações, que possam fornecer um desempenho equivalente, sem excessiva modificação nos componentes do ciclo. O hidrocarboneto propano, ou refrigerante R9, aparece neste cenário como uma alternativa a ser investigada, dadas as suas propriedades termodinâmicas e de transporte e características operacionais. Este trabalho apresenta os resultados de um estudo experimental em um sistema de ar condicionado que convencionalmente opera com R. Analisou-se e comparou-se o funcionamento do sistema e, em específico, o comportamento do evaporador do tipo serpentina aletada operando com o R9. Dados de temperatura e pressão foram registrados em diferentes pontos do sistema, permitindo verificar o comportamento dos componentes e analisar o desempenho do ciclo através do COP, a capacidade de refrigeração e a potência do compressor. Estudo mais detalhado foi realizado no evaporador, onde verificou-se a distribuição de temperatura do refrigerante, a transferência de calor e a perda de carga. Entre os resultados obtidos vale destacar que a capacidade de refrigeração do R9 foi levemente superior a do R associada a uma menor taxa de massa de refrigerante. A carga de R9 no sistema é aproximadamente 5% menor que a do R, o que é positivo em relação aos aspectos de segurança, pois os hidrocarbonetos são inflamáveis. 1. Introdução Atualmente, na área de refrigeração muitos trabalhos vem sendo realizados na busca de substitutos para os refrigerantes a base de cloro, como é o caso do HCFC-R, em função dos impactos ambientais resultantes de sua utilização. A dificuldade de substituição está em que este refrigerante é muito versátil e, devido a suas propriedades, se aplica aos mais diversos sistemas. Há mais de uma década vem sendo considerada a possibilidade de voltar a utilizar hidrocarbonetos, como o propano (R9) e o isobutano (R6a) em sistemas de refrigeração (Lorentzen, 1995, Domanski, 1999, Calm, ), principalmente de pequeno porte. Na Tabela 1 se apresentam alguns dados comparativos do R e do R9 em termos de impacto ambiental e propriedades termodinâmicas, que mostram as vantagens do propano em relação aos índices que medem o impacto ambiental e ao mesmo tempo a equivalência entre suas propriedades termodinâmicas relacionadas ao ponto crítico, temperatura crítica (Tc) e pressão crítica (pc), as quais são particularmente importantes na análise do desempenho do refrigerante no ciclo de compressão a vapor. Página 1 de 9

2 Tabela 1. Dados do impacto ambiental e propriedades termodinâmicas dos refrigerantes. Refrigerante Tempo na atmosfera (anos) Potencial de aquecimento global (GWP) Potencial de destruição da camada de ozônio (ODP) Massa molar (kg/kmol) Tc, ( C) Pc, (MPa) R 1 17,5 86,8 96,1,97 (CHClF) R-9 (C3H8) <1 <,1 96,7,5 GWP relativo ao CO, como base 1 anos, de acordo com WMO, Com base nesta primeira avaliação de dados entre os dois refrigerantes, foi realizada uma simulação do comportamento do ciclo de compressão a vapor com uso do software NIST CYCLE_D (Domanski, Didion e Chi, 3), considerando condições operacionais representativas da faixa operacional dos equipamentos de refrigeração domésticos de pequeno porte (Copetti et. al, 5). Na Tabela se apresentam alguns resultados deste trabalho onde se comparam o comportamento do R e do R9 para temperaturas de vaporização de - C e de condensação de C. Tabela. Dados teóricos de desempenho dos refrigerantes no ciclo de refrigeração. Refrigerante COP W (kw/kw) Relação de pressão (descarga /sucção) Super aquecimento na descarga compressor ( C) Efeito de refrigeração (kj/kg) Capacidade volumétrica (kj/m 3 ) Volume específico (m 3 /kg) R 5,15,196 3,36 19, 15,6 337,8,51 R9,83, 3,13,6 63,1 53,8,1 É desejável que o refrigerante substituto tenha pressões mais ou menos iguais a do refrigerante convencional. Estes parâmetros influem na necessidade ou não da substituição, e, portanto no reprojeto, dos equipamentos e acessórios do sistema. Dos dados da Tabela se verifica que o consumo de energia do R9 é em torno de 3% superior ao do R. As pressões de condensação para temperatura de C são de 1533,6 kpa para o R e 1369 kpa para o R9. Para o R9, a capacidade volumétrica de resfriamento é 16,3% menor e a relação de pressão em torno de 7% menor. Além disso, a transferência de calor na refrigeração ocorre, principalmente, na troca de calor latente entre o refrigerante e o fluido a ser refrigerado. No caso do propano na sua mudança de fase o calor latente liberado é maior do que no R (por exemplo, na temperatura de - C tem-se a entalpia de vaporização de 377,3 kj/kg do R9 contra 6,6 kj/kg do R). Isto indica a possibilidade de usar trocadores de calor mais compactos e, juntamente com o maior volume específico indicado na Tabela, resulta na diminuição da carga de refrigerante dentro do sistema. Este fato é particularmente importante para o uso seguro dos hidrocarbonetos devido a flamabilidade (Goetzler et. al, ) destes refrigerantes. Estudos mostram que a carga de hidrocarboneto pode ser reduzida entre 1/3 a 1 / em relação ao R- (Riffat et al, 1997). Neste trabalho se propõe avançar na análise realizando um estudo experimental a partir da montagem de um sistema de refrigeração. Isto tem por objetivo comparar e avaliar o desempenho do ciclo com o hidrocarboneto e, em particular, verificar o comportamento dos refrigerantes no evaporador.. Análise experimental A fim de analisar o comportamento dos fluidos refrigerantes foi montada uma bancada experimental que permite avaliar as condições de operação do evaporador tipo serpentina aletada. Esta bancada, apresentada na Figura 1, foi adaptada de um condicionador de ar comercial tipo janela (Springer, 51TQS33-B-761-6, capacidade nominal de 8776 W). O equipamento foi remontado de forma a isolar o evaporador, posicionando-o dentro de um duto onde está montado um sistema de exaustão em uma das extremidades. Esta montagem permite expor o evaporador a uma ventilação uniforme. O condensador a Página de 9

3 ar do tipo aletado foi substituído por um condensador à água do tipo duplo tubo, onde a água está em circuito fechado do condensador a uma torre de resfriamento, mantendo sua temperatura constante e, assim, conseguindo-se um melhor controle das condições de operação. Os testes foram realizados inicialmente com o R e depois substituído pelo R9. Figura 1. Bancada experimental sistema de ar condicionado: visão esquemática da bancada com condensador a ar e a substituição por um condensador duplo tubo. Nesta bancada foram instalados medidores de pressão e temperatura nas entradas e saídas dos equipamentos do sistema para acompanhar o funcionamento do ciclo. No evaporador e no condensador foram instalados transdutores de pressão diferencial com sensor indutivo (ABB - 6T), com,3% de precisão na faixa de a kpa e saída - ma. Na saída do evaporador um transdutor de pressão (Wika Eco-tronic) com escala de a 6kPa e precisão de,5% e na saída do compressor há um transdutor de pressão (ABB 6T), escala de 1 a kpa, saída - ma com precisão de,3%. Além disso, foram instalados manômetros analógicos (Shine Yea) para medidas na faixa de a 3 kpa, em vários pontos do sistema. Conforme mostrado na Figura, as temperaturas de bulbo seco (TBS) de bulbo úmido (TBU) do ar na entrada e saída do evaporador foram feitas com termopares tipo K, um deles devidamente preparado para medir a TBU, e a partir deste par de medidas se obteve a umidade relativa do ar. Os sensores de temperatura foram calibrados em banho termostático (Isocal 6 Venus 1) usando um termômetro de precisão de,1 C, resultando numa incerteza de ±,5 C. A velocidade do ar foi medida através de um anemômetro de fio quente (Alnor-CompuFlow 855), com precisão de ±3%. As medidas foram realizadas em diversos pontos no duto de entrada e da saída do evaporador para determinar a distribuição tanto da velocidade, quanto da temperatura do ar nestas condições. Os pontos de medida foram distribuídos de modo a obter um total de vinte e quatro pontos de medida na entrada e vinte e quatro pontos na saída do evaporador. No lado do refrigerante, as temperaturas no evaporador foram medidas com sensores de temperatura fixados na parte externa do tubo ao longo do circuito. Foram utilizados termopares tipo T fixados sobre a superfície do tubo com pasta térmica condutiva, como se pode observar na Figura. Na Figura 3 tem-se o esquema do evaporador com suas dimensões e o circuito do refrigerante, entradas e saídas de fluido. O circuito de tubos possui quatro entradas e quatro saídas. A alimentação é feita através de dois capilares,cada um deles alimentando dois conjuntos de tubos. Para analisarmos o comportamento do fluído os termopares foram fixados em dois dos quatro circuitos que compõem o evaporador. As linhas do circuito escolhidas, devido à facilidade de colocação dos sensores, foram as mais externas do evaporador, ou seja, a primeira linha que entra em contato com o ar a resfriar e a última linha. No total foram fixados 18 termopares. Página 3 de 9

4 Termopares na saída: Tbs e Tbu Posições de medida de velocidade do ar Anemômetro de fio quente Termopares na entrada: Tbs e Tbu Evaporador 18 termopares no circuito Figura. Detalhes da instrumentação para medidas das temperaturas do ar, do refrigerante no evaporador e medidas de velocidade do ar. 3 1 Te Ts Ar a) b) Figura 3. Detalhes do evaporador: a) dimensões do evaporador e b) circuito do refrigerante, entradas e saídas de fluido. No esquema do evaporador da Figura 3b os tubos estão representados por círculos e o caminho do refrigerante por linhas, onde as linhas tracejadas representam as bengalas do lado do evaporador que tem a entrada e saída do refrigerante, e as linhas cheias representam as bengalas do outro lado do evaporador. A entrada do refrigerante ocorre nos tubos em vermelho e a saída nos tubos em azul. Página de 9

5 Todos os transdutores de pressão e temperatura foram conectados a um sistema de aquisição de dados, composto de um multímetro com multiplexador HP 397A controlado por um computador através de uma interface HP-IB. O programa BenchLink Data Logger HP foi usado para a aquisição de dados, o qual permitiu registrar a variação dos diferentes parâmetros testados. Complementando os dados do evaporador apresentados na Figura 3a, a Tabela 3 fornece informações adicionais do evaporador e do condensador. Tabela 3. Características geométricas do evaporador e do condensador. Evaporador - aletado Dimensões L x A x P (mm) 5 x 3 x 76 Diâmetros dos tubos: externo e interno (mm) 9,5/8,5 Número de fileiras de tubos Número de tubos por fileira 1 Espaçamento entre o centro das filas 19,5 Passo (mm) 5, Tipo de aletas Lisas Espessura da aleta (mm) Espaçamento das aletas (mm) Número de aletas 5 Condensador duplo tubo duas unidades Capacidade (TR) / cada Diâmetro do tubo interno (mm) 8 Diâmetro do tubo externo (mm) 65 Número de espiras 3,5 Material do tubo interno (água) cobre Material do tubo externo (refrigerante) aço 3. Resultados Uma vez estabelecida a configuração e instalados os sensores de medição, foram acertadas as cargas de refrigerante em função do superaquecimento na saída do evaporador. Primeiro para o R a carga foi de 1,33 kg estabelecida para uma pressão e temperatura de sucção no compressor de 79,9 kpa e 1, C, respectivamente, e na descarga uma pressão de 197,78 kpa, com, C de superaquecimento. Para o R9 a carga foi de,68 kg, pressão e temperatura de sucção de 18,5 kpa e 1 C, respectivamente e pressão de descarga de 11 kpa, com 5 C de superaquecimento. Verifica-se que a carga do R9 é aproximadamente a metade da carga necessária para o R, conforme já havia sugerido Riffat et al (1997). Vários testes foram realizados com cada refrigerante, considerando diferentes vazões de água de resfriamento no condensador e uma vazão de ar de 71,5 m 3 /h. As medidas de temperatura do refrigerante em vários pontos do circuito apresentaram incertezas na ordem de ±,1 C a ±,76 C, dadas através do cálculo do desvio padrão sobre toda a faixa de valores medidos em regime estacionário. As medidas de temperatura do ar também se encontram dentro desta faixa de incerteza. Já a medida de pressão diferencial apresentou uma incerteza de ±,3 kpa e a medida de pressão absoluta (na saída do evaporador) de ±,8 kpa. Na Figura se apresenta a variação das temperaturas de entrada e saída do evaporador em relação ao tempo de operação para os dois refrigerantes para uma vazão de água de,65m 3 /h. Pode-se observar o período transiente e após a estabilização das condições. Observa-se desta figura que as temperaturas de entrada (saturação) e saída do evaporador para o R9 são menores do que para o R. Página 5 de 9

6 Te - R Te - R9 Ts - R Ts - R9 Temperatura( C) Tempo (s) Figura. Distribuição de temperaturas de entrada e saída do evaporador para o R e para o R9. Temperatura ( C) Tempo (s) a) R Tentrada T1 T3 T5 T7 T9 Tsaida T Temperatura ( C) Tempo (s) b) R9 Tentrada T1 T3 T5 T7 T9 Tsaida T Figura 5. Distribuição de temperatura do refrigerante no evaporador (T1 a T9 são as temperaturas no circuito; Te a temperatura de entrada e Ts a temperatura de saída, conforme indicado em Fig. 3b): (a) para o R e (b) para o R9. Página 6 de 9

7 A Figura 5 apresenta as distribuições de temperatura no circuito do evaporador (circuito 1 pontos de 1 a 8 conforme a Figura 3b, com termopares de 1 a 9) para o R e R9. Conforme esta figura, a vaporização do R se dá entre -5,8 C e -3, C, com superaquecimento na saída do evaporador em torno de 5,8 C. Para o R9 a vaporização acontece entre -8,8 C e -5,8 C com superaquecimento de 8,7 C. Na Figura 6 estão apresentadas as temperaturas médias do R e do R9 nos pontos 1 a 9 do circuito 1 do evaporador. Recordando a Figura 3b, o ponto representa a transição do circuito 1 quando o evaporador passa do contato com o ar de saída para o ar de entrada, elevando a temperatura do refrigerante nesta passagem. Temperatura ( C) R9 R Pontos do circuito 1 do evaporador Figura 6. Temperaturas médias do R e do R9 nos diversos pontos do circuito 1 do evaporador. Na Figura 7 são apresentados os valores de perda de carga dos refrigerantes no lado do evaporador durante a operação em regime estacionário. Os valores ficam em torno de 8,68 kpa para o R e de,5 kpa para o R9, representando uma diminuição de aproximadamente 71%, conforme já observado por Devotta et. al (5). Perda de carga (kpa) R R Tempo (s) Figura 7. Perda de carga no evaporador para os refrigerantes R e R9. Página 7 de 9

8 Os valores médios das temperaturas e pressões, vazão do ar e da água, além de dados obtidos através de balanços de energia e propriedades termodinâmicas (McLinden, 1998), como o título do refrigerante na entrada do evaporador, a taxa de massa de refrigerante e a capacidade de refrigeração do sistema, entre outros, são apresentados nas Tabelas e 5. Tabela. Dados médios comparativos dos refrigerantes R e R9 no evaporador. Vazão de ar: 71,5 m 3 /h, Vazão de água=,65 m 3 /h Refrigerante R R9 Carga de refrigerante no sistema (kg) 1,33,68 Taxa de massa de refrigerante (kg/h) 69, 1,1 Te ( C) -, -6,3 Ts ( C) 3,6, Título na entrada do evaporador (%) 3 pe (kpa) 33,65 395,69 ps (kpa),97 393, p (kpa) 8,68,5 AR T ( C) 13,6 1, Capacidade de Refrigeração (kw) 3,3 3,5 Tabela 5. Dados comparativos do sistema. Vazão de ar: 71,5 m 3 /h, Vazão de água=,65 m 3 /h Refrigerante R R9 Relação de pressão (descarga/sucção), 3,56 Superaquecimento na descarga compressor ( C), 1,5 p condensador (kpa) 6,1 15,3 T água de resfriamento ( C) 1,77 1,58 COP 5,7,86 Da análise das Tabelas e 5, junto com os resultados da simulação teórica do ciclo de refrigeração para os refrigerantes R e R9, podem ser feitas algumas observações importantes: o R9 apresenta uma capacidade de refrigeração similar a do R, operando com vazão mássica 1% menor. O superaquecimento do R9 na descarga do compressor apresentou uma redução de 8,3% o que repercute no desempenho do condensador, além de trabalhar com uma relação de pressão levemente menor, não exigindo, portanto, o redimensionamento dos componentes do compressor.. Conclusões Neste trabalho foram analisados alguns parâmetros importantes do desempenho do hidrocarboneto propano para efeito de substituição do R em sistemas de ar condicionado. O R9, com exceção da sua flamabilidade, apresenta uma série de vantagens com relação ao R. A carga do R9 no sistema foi 5% menor que a carga do R, atenuando desta forma o fator flamabilidade. Ao mesmo tempo o custo do propano é mais baixo do que o R e dos seus substitutos. Entre os resultados verificou-se uma menor variabilidade da temperatura do refrigerante ao longo do comprimento do evaporador para o R9 e uma capacidade de refrigeração levemente superior ao R. Página 8 de 9

9 5. Referências Calm, J.M.; Domanski, P.A.,, R Replacement status, ASHRAE Journal, Vol. 6, No.8, pp Copetti, J.B.; Macagnan, M. H.; Geyer, M.; Oliveski, R.C., 5, The use of hydrocarbons propane and isobutane in refrigeration systems, 18 th International Congress of mechanical Engineering-COBEM 5, Ouro Preto, MG. Devotta, S., Padalkar, A.SA., Sane, N.K., 5, Performance assessment of HC-9 as a drop-in substitute to HCFC- in a window air conditioner. International Journal of Refrigeration, Vol.8(), pp Domanski, P.A, 1999, Evolution of refrigerant application, International Congresso on Refrigeration, Milan, Italy, May. Domanski, P.A., Didion, D.A.; Chi, J., 3, CYCLE D: NIST Vapor compression cycle design program V3.: Users Guide, NIST Standard Reference Database; 9p. Goetzler, W.J.; Dieckmann, J.,, Assessment of the commercial implications of ASHRAE A3 flammable refrigerants in air-conditioning and refrigeration systems,ashrae Transactions: Symposia, HI--7-3, pp Lorentzen, G., 1995, The use of natural refrigerants: a complete solution to the CFC/HCFC predicament. International Journal of Refrigeration, Vol. 18 (3), pp McLinden, M.O., Klein, S.A., Lemmon, E.W.; Peskin, A.P., 1998, NIST thermodynamic and transport properties of refrigerants and refrigerant mixtures REFPROP: Users Guide, U.S. Department of Commerce, NIST, Gaithersburg. Riffat, S.B., Afonso, C.F., Oliveira, A.C.; Reay, D.A., 1997, Natural refrigerants for refrigeration and airconditioning systems, Applied Thermal Engineering, Vol.17 (1), pp.33-. WMO, Scientific assessment of stratospheric ozone. Report, Global Ozone Research and Monitoring Project, Geneve. Agradecimentos Os autores deste trabalho desejam agradecer a empresa Amillpassos Refrigeração Industrial Ltda, principalmente na pessoa de Alexandre Becker e a empresa Liquigás Distribuidora S.A. pelo auxílio prestado para o desenvolvimento deste trabalho. Página 9 de 9