SIMULAÇÃO DO CICLO DE REFRIGERAÇÃO TRANSCRÍTICO T. A. MARTINS 1, G. N. FERREIRA 1, R. NASSER JÚNIOR 1 e L. Y. AKISAWA SILVA 1 1 Universidade Federal de São Paulo, Instituto de Ciências Ambientais, Químicas e Farmacêuticas, Departamento de Ciências Exatas e da Terra E-mail para contato: luciana.akisawa@unifesp.br RESUMO O CO 2 possui características como: baixa viscosidade, excelente coeficiente de transferência térmica, ODP ( Ozone Depletion Potencial ) nulo, é atóxico, não inflamável e barato, o que o torna atrativo como fluido refrigerante. Nos ciclos de refrigeração transcríticos, na etapa de rejeição de calor para o ambiente, o refrigerante está no estado supercrítico, e por isso ele é resfriado sem sofrer condensação. Neste trabalho, utilizou-se um simulador comercial para estudar o comportamento do ciclo de refrigeração transcrítico, com CO 2 como refrigerante, para uma configuração básica (formada por compressor, resfriador, válvula de expansão e evaporador) e outra com um trocador de calor interno, e estudou-se a influência da temperatura de saída do CO 2 no resfriador no coeficiente de desempenho (COP Coefficient of Performance ) dos ciclos. O modelo termodinâmico utilizado nas simulações foi a equação de estado de Peng-Robinson. Os resultados obtidos mostram que a configuração com o trocador de calor interno apresentou maior COP e o aumento da temperatura de saída do CO 2 no resfriador provocou a diminuição do COP para as duas configurações estudadas. 1. INTRODUÇÃO Os sistemas de refrigeração industriais encontram aplicações nas indústrias de alimentos, química, petroquímica, entre outras. Nas indústrias químicas, a refrigeração é utilizada: na separação e condensação de gases, desumidificação do ar, solidificação de substâncias, estocagem de líquidos a baixa pressão e remoção do calor de reação. Um fator muito importante no projeto de sistemas de refrigeração é a escolha do fluido refrigerante. A seleção do fluido refrigerante afeta a eficiência do sistema, as condições operacionais, o impacto ambiental e os custos (Chen et al., 2010). No aspecto ambiental o potencial de destruição da camada de ozônio (ODP Ozone Depletion Potencial ) e o potencial de aquecimento global (GWP Global Warming Potencial) são duas características importantes na escolha do refrigerante. Muitos refrigerantes usados nos sistemas de refrigeração contribuem para o efeito estufa. O R-134a, por exemplo, possui ODP nulo, mas apresenta GWP igual a 1300 (McMullan, 2002 e Chen et al., 2010).
O CO 2 é um refrigerante natural que apresenta propriedades como: baixa viscosidade, excelente coeficiente de transferência térmica, atóxico, não inflamável e barato. Além disso, o CO 2 possui ODP igual a zero e GWP baixo (GWP = 1), e por isso ele possui potencial para substituir refrigerantes como os hidrofluorcarbonos (HFCs) (Yari e Mahmoud, 2011). Lorentz (1994) propôs a utilização do CO 2 em um ciclo de refrigeração transcrítico, pois a temperatura crítica do CO 2 é baixa (Tc = 31,1 C). O ciclo de refrigeração transcrítico é similar ao ciclo de refrigeração por compressão de vapor, porém a etapa de rejeição de calor ocorre acima da temperatura crítica do fluido refrigerante e assim esta etapa não passa pela região da transição líquido-vapor (Brown e Domanski, 2014; Austin e Sumathy, 2011). Este trabalho tem como objetivo realizar a simulação do ciclo de refrigeração transcrítico utilizando CO2 como fluido refrigerante. Foram estudadas duas configurações: a básica (formada por compressor, resfriador, válvula de expansão e evaporador) e a configuração com trocador de calor interno, por meio de um simulador comercial de processos. Avaliou-se a influência da temperatura de saída do fluido do resfriador no desempenho do sistema de refrigeração. 2. MATERIAIS E MÉTODOS 2.1 Seleção do Modelo Termodinâmico A seleção do modelo termodinâmico foi realizada por meio da árvore de decisões proposta por Carlson (1996), que está representada na Figura 1. Figura 1 Árvore de decisões (Carlson, 1996).
O CO 2 é uma substância apolar e real, logo os modelos de Peng-Robinson, Soave-Redlich- Kwong e Lee-Kesler-Plocker são adequados para calcular as suas propriedades termodinâmicas. Neste trabalho utilizou-se o modelo de Peng-Robinson, pelo de fato de ele ser mais preciso para substâncias puras nas condições críticas. 2.2 Simulação do ciclo de refrigeração Configuração básica: Para a simulação da configuração básica, criou-se o ciclo que está representado na Figura 2. O CO 2 (corrente 1) sai do evaporador na temperatura de 20 C e na pressão de 4 MPa e passa por um tambor flash para separar o líquido do vapor. A corrente 2 que é composta por CO 2 gasoso, é encaminhada para o compressor, que sai a 136 C e 14 MPa (corrente 3). A pressão de saída do compressor está acima de pressão crítica do CO2 que é igual a 7,38 MPa. O CO 2 passa por trocador de calor (resfriador) que opera a pressão constate a temperatura da corrente 4, que sai do resfriador com temperaturas variando de 35 à 50 C. O fluido que sai do resfriador (corrente 4) é então encaminhado para a válvula de expansão, que é isoentálpica, onde a pressão é reduzido para 4 MPa, e então o CO 2 (corrente 5) é conduzido para o evaporador, fechando-se assim o ciclo de refrigeração. No evaporador foi utilizado vapor d água a 133 C e 12 MPa, como fluido de aquecimento. Figura 2 Ciclo de refrigeração transcrítico. Configuração básica.
Configuração com trocador de calor interno: A simulação do ciclo de refrigeração com trocador de calor interno foi realizado de acordo com a Figura 3. A corrente 1 sai do evaporador e é encaminhado para o trocador de calor interno. No trocador de calor interno, a corrente 1 que está a 20 C e 4 MPa sai a 26 C e 4 MPa (corrente 2), ou seja ocorre o aquecimento do fluido. A corrente 2 passa pelo compressor, onde a pressão de saída é de 14 MPa e a temperatura da corrente 3 é de 152 C. A corrente 3 é resfriada a pressão constante e a temperatura da corrente 4 foi variada de 35 a 50 C. A corrente 4 segue para o trocador de calor interno onde será resfriada. A corrente 5 sai do trocador de calor interno a 25 C e 14 MPa e vai para a válvula redutora de pressão, que opera isoentalpicamente. A corrente 6 está 23 C e na pressão de 14 MPa segue para o evaporador, fechando o ciclo. Figura 3 Ciclo de Refrigeração. Configuração com trocador de calor interno. 3. RESULTADOS E DISCUSSÕES A partir da temperatura e da pressão de cada corrente foi possível traçar o diagrama pressão vs entalpia para as duas configurações estudadas, como pode ser visto na Figura 4. Na Figura 4, está representada os ciclos, em que a temperatura de saída do CO 2 no resfriador é igual a 35 C.
Figura 4 Diagrama pressão x entalpia. ( ) configuração básica, ( ) configuração com trocador de calor interno. Analisando a Figura 4, pode-se observar que para a configuração básica, o CO 2 sai do evaporador (pontos 1,2) como vapor superaquecido, sendo, portanto desnecessário o tanque flash, que tem como função a separação de uma possível fase líquida da corrente que sai do evaporador. Para a configuração com trocador de calor interno, o grau de superaquecimento do vapor que sai do evaporador é maior do que na configuração básica. Avaliou-se o desempenho dos ciclos estudados por meio do coeficiente de desempenho COP ( Coefficient of Performance ). Para um ciclo de refrigeração o COP é determinado por: calor fornecidono evaporador COP (1) trabalho consumido pelo compressor A Tabela 1 apresenta os resultados obtidos na simulação para o calor trocado no evaporador (Q), o trabalho consumido pelo compressor (W) e o COP para as configurações estudadas, variandose a temperatura de saído do CO 2 no resfriador.
Tabela 1 Resultados da simulação. Calor trocado no evaporador (Q), trabalho consumido no compressor e COP T saída ( C) Básica Trocador de calor interno Q (kw) W (kw) COP Q (kw) W (kw) COP 35,00 12,84 4,93 2,61 16,61 6,09 2,73 37,50 9,94 4,93 2,02 14,92 6,46 2,31 40,00 8,26 4,93 1,68 12,52 6,24 2,01 42,50 7,24 4,93 1,45 11,18 6,14 1,82 45,00 6,47 4,93 1,31 11,51 6,47 1,78 47,50 5,84 4,93 1,18 11,78 6,74 1,75 50,00 5,28 4,93 1,07 9,47 6,22 1,52 Analisando os dados da Tabela 1, observa-se que a quantidade de calor trocado no evaporador é maior para a configuração com trocador de calor interno, ou seja, o efeito refrigerante é maior para esta configuração. Outro ponto a ser observado é que o trabalho consumido pelo compressor também é maior para o ciclo com o trocador de calor interno. Conforme relatado por Pérez-García et al. (2013), isto deve-se ao grau de superaquecimento do vapor que sai do evaporador, que é maior quando se tem o trocador de calor interno, e que ocasiona o aumento do trabalho consumido pelo compressor. A Figura 5 mostra que o perfil de decaimento do COP com o aumento da temperatura de saída do resfriador é similar aos resultados encontrados por Pérez-García et al. (2013). O COP deste trabalho é maior do que os obtidos por Pérez-García et al. (2013), pois este autor considerou que a eficiência isoentrópica do compressão igual a 70 %, enquanto que neste trabalho considerou-se a eficiência isoentrópica de 100 %.
COP 3,0 2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 0,0 32 40 48 56 T saída ( o C) Figura 5 COP com função da temperatura de saída do CO 2 do resfriador. ( ) configuração com trocador de calor interno este trabalho; ( ) configuração básica este trabalho; ( ) configuração com trocador de calor interno Pérez-García et al. (2013) ; ( * ) configuração básica Pérez-García et al. (2013). 4. CONCLUSÕES Os resultados das simulações computacionais dos ciclos de refrigeração transcrítico mostraram que o trocador de calor interno melhorou o desempenho dos sistemas de refrigeração, pois ele provocou o aumento do efeito de refrigeração no evaporador e do trabalho consumido pelo compressor, o que ocasionou o aumento do COP. O aumento da temperatura de saída do CO 2 no resfriador é desfavorável para o desempenho dos ciclos de refrigeração nas configurações estudadas, pois provocou a diminuição do COP.
5. REFERÊNCIAS AUSTIN, B. T.; SUMATHY, K. Transcritical carbon dioxide heat pumps: A review. Renew. Sust. Energ. Rev., v. 15, p. 4013-4029, 2011. BROWN, J. S.; DOMANSKI, P. A. A review of alternative cooling technologies. Appl. Therm. Eng., v. 64, p. 252-262, 2014. CARLSON, E. C. Don t gamble with physical properties for simulations. Chem. Eng. Prog., p. 35-46, oct. 1996. CHEN, H.; GOSWAMI, D. Y.; STEFANAKOS, E. K. A review of thermodynamics cycles and working fluids for the conversion of low-grade heat. Renew. Sust. Energ. Rev., v. 14, p. 3059-3067, 2010. LORENTZ, G. Revival of carbon dioxide as refrigerant. Int. J. Refrig., v. 17, p. 292-301, 1994. PÉREZ-GRACÍA, V.; BELMAN-FLORES, J. M.; NAVARRO-ESBRÍ, J. RUBIO-MAYA, C. Comparative study of transcritical vapor compression configurations using CO 2 as refrigeration mode base on simulation. Appl. Therm. Eng., v. 51, p. 1038-1046, 2013. YARI, M.; MAHMOUDI, S. M. S. Thermodynamic analysis and optimization of novel ejectorexpansion TRCC (transcritical CO 2 ) cascade refrigeration cycles (Novel transcritical CO 2 cycle). Energy, v. 36, p. 6839-6850, 2011.