ANÁL
LISE EXE
ERGÉTIC
CA DE UM
U SISTE
EMA DE REFRIG
GERAÇÃO
O POR
C
COMPRE
ESSÃO DE
D VAPOR
Tiago Mend
des, tiagomen
ndesmg@yah
hoo.com.br1;
Daniel Olivveira Mochizu
uki, daniel.mochizuki@gm
mail.com2;
2
Osvaldo José Venturini,, osvaldo@un
nifei.edu.br ;
Marcelo José Pirani, [email protected].
1
Universidadde Federal de Itajubá, Av. BPS,
B
nº 1303, Brasil
Universidaade Federal dee Itajubá, Av. BPS, nº 1303, Brasil
3
Universidadde Federal de Itajubá, Av. BPS,
B
nº 1303, Brasil
4
Universidadde Federal de Itajubá, Av. BPS,
B
nº 1303, Brasil
2
Resumo: Noos últimos anos, a mudançça de hábitos alimentares das
d populaçõees causou um aumento na demanda porr
alimentos prrontos para o consumo. Este
Es fenômeno vem aumenta
ando considerravelmente a utilização do
os sistemas dee
refrigeraçãoo para o acondicionamentoo de alimentoss através do frrio. É notório também que oos sistemas dee refrigeraçãoo
por compresssão de vaporr são grandess consumidorres de energia
a e, que nos últimos
ú
anos, modelos matemáticos vêm
m
sendo aplicaados a esses sistemas paraa analisar suaas condições de operação e melhorar ssua eficiência.. Sabe-se quee
nestes sistem
mas as perdass devem ser avvaliadas indivvidualmente para
p
cada com
mponente, e quue a avaliação
o das mesmass
através da primeira
p
lei da
d termodinâm
mica, fornece conclusões liimitadas. Por outro lado, a análise exerrgética é umaa
ferramenta de
d suma impoortância, que fornece
f
inform
mações complletas e realistaas sobre o usoo da energia e a destruiçãoo
de exergia, identificandoo os locais onnde ocorrem e suas quanttidades. Assim
m, este traballho apresenta
a uma análisee
energética e exergética de
d um sistemaa de refrigeraação por com
mpressão de vapor,
v
atravéss da utilização
o de modeloss
computacionnais, de modoo a avaliar o comportameento do sistem
ma para váriaas condições dde temperaturra interna daa
câmara e teemperatura am
mbiente de opperação. Isto permite
p
identiificar e quanttificar as taxaas de destruiçã
ão de exergiaa
em todos os componentess do sistema.
Palavras-chaave: Sistema de Refrigeraçção, Economiia de Energia
a, Análise Eneergética, Anállise Exergéticca, Simulaçãoo
Computacionnal.
DUÇÃO
1. INTROD
fí
s de alguns alimentos,
a
torrna-se necessáário o uso dee
Visando preservar o sabor e as prropriedades físico-química
sistemas de refrigeração
r
p compressãão de vapor paara a sua armaazenagem. Esses sistemas dde refrigeração são grandess
por
consumidorees de energia e respondem por uma parrcela considerrável da demaanda, que vem
m aumentando
o nos últimoss
anos. Dessa forma, no Brasil e no mundo, se vive
v
uma necessidade cadda vez maioor de reduzir o consumo,,
principalmennte de energia elétrica, que é a modalidadde de energia mais nobre e que pode connsumir grandees quantidadess
recursos prim
mários para a sua
s geração.
Nas últim
mas décadas, segundo Mooureh e Derenns (2000), houve um signiificativo aumeento no ritmo
o de vida dass
pessoas no mundo inteiiro. Tal fenôômeno levou a uma mud
dança nos hábitos
h
alimenntares das populações
p
e,,
consequentem
mente, a um aumento
a
no coonsumo de alim
mentos refrigeerados ou conngelados, por sserem mais fááceis e rápidoss
de se preparaar do que outroos tipos de aliimentos.
Segundoo Moureh e Derens
D
(2000), na França, o consumo de alimentos conngelados ou rrefrigerados attingiu valoress
bastante conssideráveis com
m crescimentoo médio alto ao
a longo das ultimas
u
décadaas. O consumoo de alimentos refrigeradoss
e congeladoss representou 45% do total das despesas relacionadas à alimentaçãoo, com um coonsumo médio
o mássico porr
pessoa de aprroximadamennte 30 [kg] porr ano.
Neste coontexto, para se
s obter reduçções no consum
mo de energiaa em equipam
mentos frigorífficos, é necesssária a análisee
e posterior melhoria
m
doss sistemas, poor meio de avaliações
a
sob
b ponto de vista
v
de prim
meira e de seegunda lei daa
termodinâmiica. O balançoo energético, ou
o seja, a anállise de primeirra lei, largameente utilizada para avaliar a eficiência dee
ciclos, é um
m método básico
b
para investigação termodinâmiica que podde ocultar oss pontos de geração dee
irreversibiliddades. De form
ma complemenntar, então, um
ma análise de segunda lei torna-se necesssária de modo
o a identificarr
tais irreversibbilidades e obbter um retratoo mais profunddo de como ellas são geradaas.
Segundoo Ahamed et al.
a (2011), ao se realizar a análise de prrimeira lei, a mesma
m
apontaa para as posssibilidades dee
melhorias noo processo, um
m ponto iniciial para otimizzação do sistema, sendo a base para see desenvolver a análise em
m
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termos de exergia. Ainda segundo os autores, o desvio entre o estado do fluido de trabalho no sistema e o ambiente de
referência, é definido como o potencial teórico total de geração de trabalho e pode identificar os locais onde as
irreversibilidades estão presentes e as perdas ocorrem. Dessa forma, a análise com base na exergia (de segunda lei)
permite uma avaliação mais realista da eficiência do ciclo que a análise com base na energia (de primeira lei), já que
esta sempre se conserva, enquanto a exergia pode ser destruída pelas irreversibilidades. Assim, a análise exergética gera
a oportunidade de melhorar os sistemas térmicos em geral, de forma complementar à análise de primeira lei.
Taufiq et al. (2007), mencionaram em seu estudo que a quantificação da geração de entropia ou a análise exergética
podem ser usadas como ferramentas confiáveis para avaliar o consumo de energia e o impacto ambiental gerados por
sistemas de refrigeração e produção de frio. Neste trabalho, os autores fazem a análise exergética de um sistema de ar
condicionado com acumulação de gelo, demonstrando-se a economia de energia possibilitada pela aplicação desta
análise. As possibilidades de redução de perdas são também analisadas e discutidas no trabalho de Fang et al. (2005).
Uma considerável fonte de irreversibilidades dos sistemas de refrigeração é a grande quantidade de calor rejeitado
para o ambiente à sua volta, em decorrência da transferência de calor com diferença finita de temperatura,
principalmente quanto à rejeição de calor no condensador. Essas irreversibilidades são as causas da degradação no
desempenho do sistema.
Para avaliar este efeito, Chen et al. (2001) modelaram um ciclo de refrigeração para analisar as irreversibilidades na
transferência de calor com diferença de temperatura finita, determinando a taxa de destruição de exergia de um sistema
de refrigeração multi-pressão.
Alkan e Hosoz (2010) apresentam uma análise exergética de um sistema de refrigeração, tendo como foco principal
o compressor, com base em dados coletados em um sistema experimental. Estes autores consideraram as variações de
desempenho do sistema para as operações do compressor com rotação fixa e variável. Os resultados mostram que a
operação com rotação variável geralmente produz um COP (coeficiente de performance) superior à operação com
rotação fixa. Além disso, segundo os autores, a capacidade de resfriamento e a taxa de destruição de exergia total das
operações com rotação variável permanecem quase constantes, depois que certa velocidade do compressor é alcançada.
Dessa forma, o principal objetivo do presente estudo é avaliar um dado sistema de refrigeração, identificando o
comportamento de suas eficiências para várias condições de operação, em termos de temperaturas internas e externas.
Também será mapeada a destruição de exergia em cada componente da instalação, a fim de apontar os principais pontos
para melhorias no desempenho destes equipamentos.
2. DESENVOLVIMENTO
2.1. Modelagem Matemática e Análise Exergética do Sistema de Refrigeração
Segundo Stoecker e Jabardo (2002), o comportamento de um sistema refrigeração depende da interação entre seus
componentes: compressor, evaporador, condensador e dispositivo de expansão. Dessa forma, cada um desses
componentes deve estar em equilíbrio com os demais, respeitando as características individuais de cada um. Ou seja,
um determinado componente pode impor restrições à faixa de operação dos demais e, consequentemente, ser restringido
por estes. Matematicamente, as equações que descrevem o funcionamento dos componentes devem ser solucionadas
levando-se em conta tais restrições, por meio de métodos iterativos e critérios de convergência, de forma a garantir o
equilíbrio entre os componentes. Assim, com o objetivo de prever o comportamento de sistemas de refrigeração
operando em equilíbrio, modelos matemáticos e simulações computacionais fazem-se necessários.
Através desses modelos podem ser determinadas as condições operacionais de cada componente, quando um dado
parâmetro se altera (por exemplo, condições ambientais) e o sistema atinge um novo ponto de equilíbrio. Portanto podese analisar o impacto da variação desse parâmetro nas condições de carga do sistema, trabalho de compressão,
coeficiente de performance (COP), etc. Assim como nas eficiências de primeira e segunda lei. Além disso, permite
analisar a influência de cada componente sobre o comportamento do sistema e verificar seus desempenhos individuais,
mesmo operando em conjunto.
Assim, para efetuar a modelagem matemática do sistema de refrigeração foi idealizada uma instalação para o
resfriamento e congelamento de 16 [ton/dia] de carne de cordeiro, com capacidade frigorífica de 27,5 [TR]. Levando-se
em conta todos os parâmetros de dimensionamento para sistemas de refrigeração, a partir do cálculo de carga térmica,
seleção de equipamentos, etc., efetua-se um projeto completo do sistema de refrigeração idealizado.
Como parâmetros de projeto para cálculo de carga térmica e dimensionamento do sistema, são adotados: a
temperaturas de bulbo seco de 32 [°C] para as condições ambientes e a temperatura de -2 [°C] para a condição de
armazenagem do produto dentro da câmara. O fluido refrigerante utilizado é o HCFC-22 e a Fig. 1 mostra o sistema
idealizado, com seus componentes básicos.
Através de dados de catálogo de fabricantes dos componentes do sistema de refrigeração, foram obtidas as
informações necessárias para a modelagem dos mesmos, tais como:
•
•
•
•
Volume deslocado pelo compressor,
Rendimento volumétrico do compressor em função da relação de pressão.
Capacidade por diferença unitária de temperatura para o condensador e evaporador,
Vazão mássica máxima fornecida pela válvula.
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Figura 1: Esquema do sistema de refrigeração.
As informações mencionadas anteriormente são utilizadas com o objetivo de simular o funcionamento dos
componentes do sistema em conjunto. O sistema de equações não lineares, obtido através da modelagem matemática do
compressor, condensador, evaporador e dispositivo de expansão, foram resolvidas com o auxílio de um programa
computacional desenvolvido no software EES (Engineering Equation Solver). A solução dessas equações foi obtida
através do método de da bisseção, para as temperaturas de vaporização e condensação, superaquecimento e
subresfriamento. Cada solução do sistema corresponde a uma condição de equilíbrio do sistema de refrigeração, ou seja,
determina um ponto em regime permanente para uma dada condição operacional.
Para as análises de primeira e segunda lei da termodinâmica são consideradas, então, as seguintes hipóteses:




Operação em regime permanente.
Perdas de carga no condensador e evaporador são desprezadas.
Sistema não troca calor com a vizinhança, com exceção do condensador e do evaporador.
Variações de energia cinética e potencial são negligenciados.
Os subscritos “e” e “s” representam entrada e saída, respectivamente, de cada volume de controle, que é
representado pelo subscrito “vc”. Os subscritos em forma de números relacionam as grandezas aos pontos da Fig. 1.
Assim, tem-se o seguinte equacionamento:
Balanço de exergia para volume de controle (regime permanente):
E d 

To  
  Q j  W 

j 
 1  T
j
  m  e     m  e 
e
f e
s
f s
(1)
Cálculo de exergia específica de fluxo (energia cinética e potencial são negligenciados):
e f  h  ho  To  ( s  so )
(2)
Onde:
E d : exergia destruída;
e f : exergia física;
T j : temperatura na fronteira (superfície de troca de calor);
To : temperatura de referência;
s : entropia.
A condição de referência é definida pela temperatura To=20 [°C] e pela pressão Po= 100 [kPa], que são utilizadas
para o cálculo das propriedades ho e so.
Segundo Ahamed et al. (2011), a rejeição e adição de calor são grandes fontes de irreversibilidades, e as taxas de
destruição de exergia nos vários componentes do ciclo de refrigeração possuem magnitudes bastante diferentes. Ainda
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segundo os autores, a análise exergética tem o objetivo de maximizar o uso da energia, permitindo avaliar os locais
onde as perdas ocorrem, qualificando e quantificando a degradação da exergia.
A partir das suposições mencionadas anteriormente, e da Eq. 1 em conjunto com o princípio de conservação de
massa e com a primeira lei da termodinâmica, a exergia destruída é calculada para cada um dos componentes do sistema
de refrigeração em análise. Assim:
Para o evaporador, tem-se:
Q evap  m   h1  h4 
(3)

T
E d ,evap  m  e f 4  e f 1   1  o
 Tevap




  Q evap


(4)
Onde:
Q evap : calor adicionado no evaporador;
E d ,evap : exergia destruída no evaporador;
 : vazão mássica de fluido frigorífico;
m
Tevap : temperatura de vaporização;
h : entalpia.
Para uma vazão constante de ar no evaporador, o calor trocado com o fluido refrigerante é função direta da
diferença entre a temperatura de entrada de ar no evaporador e a temperatura de vaporização. Assim, para modelar o
evaporador, é satisfatório utilizar uma metodologia mais simplificada, por meio do fator de troca de calor do evaporador
(Fevap), que representa a sua capacidade por diferença unitária de temperatura. Esta grandeza pode ser calculada a partir
de dados fornecidos nos catálogos dos fabricantes (Stoecker e Jabardo, 2002). Portando, a capacidade de refrigeração é
dada pela Eq. 5:

Q evap  Fevap  TAEE  Tevap

(5)
Onde:
Fevap : capacidade por diferença unitária de temperatura;
TAEE : temperatura do ar na entrada do evaporador.
Aplicando-se a 1ª Lei da Termodinâmica, bem como a Eq. 1, ao volume de controle formado pelo compressor,
pode-se determinar o seu trabalho teórico de compressão e a exergia destruída no mesmo, respectivamente.
W12  m f   h2  h1 
(6)

E d ,comp  Welet  m  e f 1  e f 2

(7)
Onde:
W12 : trabalho de compressão;
: exergia destruída no compressor.
E
d ,comp
Para o rendimento volumétrico real (VR ) foram utilizados os dados de catálogo desse componente, e para o
rendimento isentrópico ( isent ) foi utilizado uma curva típica para essa máquina térmica segundo Stoecker e Jabardo
(2002). Ainda, podem-se adotar os rendimentos mecânico e elétrico, como respectivamente  mec  0,90 e elet  0,90 .
Assim:
VR  a  RP2  b  RP  c
(8)
isent  d  RP 2  e  RP  f
(9)
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RP 
Pcond
Pevap
(10)
W12
Welet 
(11)
 mec elet isent
Onde:
a, b, c, d , e, f : coeficientes dos polinômios de segundo grau;
RP : relação de pressão;
Pevap : pressão de evaporação;
Pcond : pressão de condensação.
Para o condensador, pode-se usar a mesma metodologia do evaporador (Stoecker e Jabardo, 2002). Assim tem-se:
Q cond  m   h3  h2 
(12)

T 
E d ,cond  m  e f 2  e f 3   1  o   Q cond
 Tcond 
Q
F
 T
T


cond
cond

cond
AEC
(13)
(14)
Onde:
Q cond : calor rejeitado no condensador;
E d ,cond : exergia destruída no condensador;
Tcond : temperatura de condensação;
Fcond : capacidade por diferença unitária de temperatura;
TAEC : temperatura do ar na entrada do condensador.
E finalmente, para o dispositivo de expansão aplicando a Eq. 1, tem-se:


E d ,disp  m  e f 3  e f 4 ou E d , disp  T0  ( s3  s4 ) devido a h3  h4
(15)
Onde:
E d , disp : exergia destruída no dispositivo de expansão.
A exergia destruída total é dada pela soma de exergia destruída em cada componente, como mostra a Eq. 16:
E d ,total  E d ,evap  E d ,comp  E d ,cond  E d ,disp
(16)
O Coeficiente de Performance (COP) do sistema, que expressa a sua eficiência segundo a 1ª Lei da Termodinâmica,
é dado por:
.
COP 
Q evap
(17)
.
W comp
E a eficiência exergética  pode ser determinada por:


m ef 4  ef 1
.
Welet

(18)
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2.2. Resultado e Discussões
Efetua-se então a simulação do sistema para o ponto de projeto. Dessa forma, para efeito de validação do modelo, a
Tab. 1 traz os resultados da simulação para o ponto de projeto, bem como seu desvio percentual em relação à condição
real para o qual os componentes foram selecionados. No funcionamento real do sistema no ponto mencionado, esperase que as grandezas descritas da Tab.1 fiquem o mais próximo das estabelecidas em seu projeto, por isso foi feito
menção ao desvio das mesmas.
Tabela 1: Ponto de equilíbrio do sistema para a condição de projeto.
Ponto de Projeto
Ponto de Projeto
Grandezas
Desvio em %
(Real)
(Simulado)
Temperatura da câmara [°C]
-2,00
-2,00
Temperatura externa [°C]
32,00
32,00
Temperatura de condensação [°C]
42,00
42,13
0,30
Temperatura de vaporização [°C]
-7,50
-7,27
3,00
Superaquecimento [°C]
8,00
7,90
1,30
Subresfriamento [°C]
6,00
6,00
0,10
Vazão mássica de refrigerante [kg/s]
0.580
0,579
0,03
Coeficiente de performance [1]
3,500
3,497
0,30
O comportamento dos componentes do sistema pode ser observado através de diversos pontos de equilíbrio obtidos
através da simulação. Estes pontos de equilíbrio são considerados de regime permanente, sendo calculados para várias
condições de temperatura da câmara e temperatura ambiente.
Dessa forma, primeiramente observa-se o comportamento do coeficiente de performance do sistema ( COP ) para
diferentes temperaturas internas da câmara frigorífica, fixando-se a temperatura ambiente de projeto (32°C).
Observa-se na Figura 2 que existe uma redução do COP com a redução da temperatura interna da câmara. Por outro
lado, a Figura 3 mostra que a capacidade frigorífica, o calor rejeitado no condensador e o trabalho de compressão
também caem com a redução da temperatura interna da câmara. Considerando-se que a queda na capacidade frigorífica
é muito mais acentuada com relação à queda no trabalho de compressão, e que conforme a Eq.12 o COP é a razão entre
estas duas grandezas, justifica-se a queda do COP na Fig. 2 e mostra-se que o modelo está coerente com os resultados
esperados.
Figura 2: Coeficiente de performance em função da temperatura da câmara.
Na Figura 4 pode-se observar a redução da vazão mássica de refrigerante, devido ao aumento do volume específico
e a redução do rendimento volumétrico do compressor para menores temperaturas da câmara. Efeitos estes que
contribuem para a redução da capacidade frigorífica e do trabalho de compressão.
Em contraponto à análise das condições de operação com variação da temperatura interna da câmara para condições
ambientais constantes, outra análise foi efetuada, mantendo a temperatura interna constante e variando as condições
ambientais. Assim, com as condições internas mantidas à temperatura de projeto de -2 °C são simuladas variações nas
condições operacionais do sistema devido às mudanças nas condições ambientais. Esta análise aproxima-se das
condições operacionais a que os sistemas de refrigeração reais são submetidos durante seu funcionamento em campo.
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Figura 3: Calor trocado no evaporador e condensador e potência de compressão em função da temperatura da
câmara.
Figura 4: Vazão mássica de fluído refrigerante em função da temperatura da câmara.
Figura 5: Coeficiente de performance em função da temperatura ambiente.
Assim a Figura 5 mostra o comportamento do coeficiente de performance para uma faixa de condições ambientais
compreendida entre 0 °C e 50 °C. Vale frisar que dificilmente um sistema real estaria sujeito a estas temperaturas,
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porém esta larga faixa foi adotada justamente para estudar o comportamento do sistema quando submetido a condições
extremas de funcionamento.
Observa-se na Fig. 5 que existe uma redução do COP com o aumento da temperatura ambiente. Por outro lado, a
Fig. 6 mostra que a capacidade frigorífica e o calor rejeitado no condensador caem, enquanto o trabalho de compressão
sobe com o aumento da temperatura ambiente. Considerando-se que a queda na capacidade frigorífica e o aumento no
trabalho de compressão, justifica-se a queda no COP na Fig. 5, sendo também demonstrado que o modelo está coerente
com os resultados esperados e conhecidos sobre os sistemas de refrigeração por compressão de vapor.
Figura 6: Calor trocado no evaporador e condensador e potência de compressão em função da temperatura
ambiente.
Na Fig. 7 a redução da vazão mássica de refrigerante, devido à redução do rendimento volumétrico do compressor
para aumento da temperatura ambiente (maior relação de pressão), pode ser visualizada. As menores vazões mássicas
de refrigerante contribuem para a redução da capacidade frigorífica, embora exista aumento do efeito frigorífico.
Enquanto a maior relação de pressão (RP) contribui para o aumento da potência de compressão, devido ao menor
rendimento volumétrico e isentrópico do compressor.
Figura 7: Vazão mássica de refrigerante em função da temperatura ambiente.
A análise exergética no sistema de refrigeração pode ser realizada de forma individual, isto é para cada um de seus
componentes, podendo assim identificar os principais locais de destruição de exergia, exibindo os potenciais de
melhoria do mesmo. Com isso uma avaliação em cada um dos principais componentes é efetuada nesse item, com o
objetivo de identificar o que ocorre no sistema em termos de destruição de exergia.
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Primeiramente observa-se na Figura 8 a destruição de exergia em cada componente para uma dada condição de
funcionamento do sistema, para a qual foram mantidas constantes as temperaturas ambiente e interna da câmara, 32 °C
e -2 °C respectivamente (ponto de projeto do sistema de refrigeração). Observam-se parcelas maiores de destruição de
exergia no evaporador 51,2 %, responsável pelo produto do sistema, e compressor 27,6 % sendo esse o elemento
responsável pela utilização dos recursos externos da instalação em forma de potência elétrica. O condensador vem logo
em seguida com 13,0 %. E embora seja um componente dissipativo, o dispositivo de expansão é responsável pela menor
parcela da exergia destruída, 8,2 %. Sendo todos esses valores com relação à exergia destruída total, para a condição
operacional mencionada.
Figura 8: Exergia destruída nos componentes.
As perdas de exergia relacionadas ao compressor são devido ao atrito mecânico, dissipação de energia elétrica e
térmica e atrito com o fluido refrigerante, portanto estando associadas com as eficiências mecânica, elétrica e
isentrópica. A diferença de temperatura finita do meio refrigerado é uma grande fonte de irreversibilidades em
condensadores e evaporadores, e a destruição de exergia nesses componentes é proporcional à diferença de temperatura
nos mesmos como poderá ser observado na sequência.
O comportamento da eficiência de segunda lei (  ) para diferentes temperaturas interna da câmara frigorífica é
mostrado na Figura 9.
Figura 9: Eficiência exergética do sistema em função da temperatura da câmara.
Na Tab. 2 pode observar que para menores temperaturas interna da câmara, ocorre menor destruição de exergia no
sistema, além da menor potência elétrica consumida no compressor, contribuindo assim para maiores eficiências
exergética.
Na Fig. 10 observar-se o aumento da exergia destruída total com o aumento da temperatura interna da câmara,
possuindo maior contribuição do componente compressor e condensador respectivamente. A exergia destruída no
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compressor sofre aumento para maiores valores de potência elétrica consumida no mesmo (Tab. 2). A exergia destruída
no condensador sofre aumento para maiores diferença de temperatura nesse componente, fato esse observado na
simulação do sistema para a variação da temperatura interna da câmara, sendo mantida a temperatura ambiente (Tab. 2).
Tcam [°C]
12,0
10,0
8,0
6,0
4,0
2,0
0,0
-2,0
-4,0
-6,0
-8,0
-10,0
-12,0
Tabela 2: Parâmetros observados para temperatura ambiente constante (32 °C).
Ψ [-]
Edes,TOTAL[kW]
Edes,comp [kW]
Welet [kW]
Edes,cond [kW]
Tcond-TAEC [°C]
0,2099
42,540
13,010
41,250
9,062
14,780
0,2247
42,180
12,630
40,150
8,360
14,090
0,2390
41,700
12,260
39,020
7,683
13,400
0,2526
41,160
11,900
37,890
7,053
12,720
0,2653
40,550
11,550
36,770
6,470
12,060
0,2771
39,890
11,220
35,660
5,931
11,420
0,2880
39,170
10,900
34,560
5,435
10,800
0,2978
38,390
10,600
33,470
4,980
10,190
0,3066
37,570
10,320
32,390
4,565
9,601
0,3142
36,710
10,070
31,330
4,189
9,031
0,3205
35,810
9,829
30,280
3,850
8,478
0,3167
34,660
9,593
29,240
3,485
7,792
0,3198
33,680
9,397
28,230
3,221
7,279
Figura 10: Exergia destruída nos componentes em função da temperatura da câmara.
O comportamento da eficiência de segunda lei para diferentes temperaturas ambiente, sendo mantida a temperatura
interna da câmara também foi analisado na Figura 11.
Figura 11: Eficiência exergética do sistema em função da temperatura ambiente.
VII Congresso Nacional de Engenharia Mecânica, 31 de julho a 03 de Agosto 2012, São Luis - Maranhão
Tabela 3: Parâmetros observados para temperatura interna da câmara constante (-2 °C).
Text [°C]
Ψ [-]
Edes,TOTAL[kW]
Welet [kW]
Edes,comp [kW] Edes,evap [kW] Δevap [°C]
48
0,1940
38,540
40,520
13,660
15,500
4,285
44
0,2170
38,300
38,730
12,780
16,530
4,528
40
0,2410
38,190
36,950
11,980
17,570
4,769
36
0,2680
38,210
35,190
11,250
18,620
5,009
32
0,2980
38,350
33,440
10,590
19,670
5,246
28
0,3310
38,610
31,690
10,010
20,720
5,480
24
0,3680
38,970
29,920
9,482
21,780
5,711
20
0,4110
39,400
28,110
8,993
22,840
5,938
16
0,4600
39,900
26,250
8,524
23,880
6,160
12
0,5180
40,420
24,290
8,055
24,920
6,379
8
0,5890
40,940
22,230
7,561
25,950
6,592
4
0,6780
41,440
20,040
7,017
26,950
6,800
0
0,7950
41,860
17,680
6,397
27,940
7,279
Na tab. 3 observa-se para maiores valores de temperatura ambiente, uma redução da exergia destruída total pelo
sistema, mas em contrapartida uma maior utilização de potência elétrica pelo compressor, contribuindo assim para
menores eficiências exergéticas. Os maiores valores de potência elétrica consumida pelo compressor implicam em
maior destruição de exergia por parte desse componente (Tab. 3).
Na Fig. 12 observa-se a redução da exergia destruída total com o aumento da temperatura ambiente, possuindo
maior contribuição do componente evaporador. A exergia destruída no evaporador sofre redução para maiores valores
de temperatura ambiente, devido às diferenças de temperaturas nesse componente serem menores, fato esse observado
na simulação do sistema para a variação da temperatura ambiente, sendo mantida a temperatura interna da câmara (Tab.
3).
Figura 12: Exergia destruída nos componentes em função da temperatura ambiente.
3. CONCLUSÃO
O modelo mostrou resultados consistentes com o comportamento esperado de sistemas de refrigeração por
compressão de vapor, largamente descritos na literatura. Num primeiro momento, o estudo avaliou os parâmetros
operacionais do sistema para a condição ambiente de projeto. Em seguida, o sistema foi avaliado para a temperatura
interna de projeto, para diferentes condições de temperaturas externas. Essa abordagem aproxima-se das condições
operacionais da instalação frigorífica analisada, encontradas em campo. Assim, pôde-se observar a influência que cada
componente exerce sobre os demais e foi possível obter dados operacionais para diversas condições de equilíbrio em
regime permanente.
Como já se havia mencionado, a análise de primeira lei informa o desempenho do sistema sem apontar onde as
irreversibilidades estão afetando o sistema com mais intensidade. Por outro lado, do ponto de vista da segunda lei,
obtém-se um mapeamento completo dos locais de geração dessas irreversibilidades. Assim, com o aumento da
temperatura externa, é evidente a diminuição da eficiência exergética devido ao aumento da potência elétrica consumida
no compressor, embora a exergia destruída total diminua, com grande contribuição nessa redução por parte do
evaporador, devido as menores diferenças de temperatura nesse componente.
Por outro lado, com o aumento da temperatura da câmara, ocorre o aumento da destruição de exergia nos
componentes e, como conseqüência, no sistema como um todo. Essa degradação exergética possui como responsáveis
em ordem crescente: dispositivo de expansão, condensador, evaporador e compressor. Mas embora a eficiência
VII Congresso Nacional de Engenharia Mecânica, 31 de julho a 03 de Agosto 2012, São Luis - Maranhão
exergética seja maior para menores temperaturas da câmara, esse fato também se deve a menor potência elétrica
consumida pelo compressor, devido ao menor fluxo mássico de fluido refrigerante para essas condições.
Vale ressaltar que outros tipos de abordagem exergética adotadas em estudos similares podem influenciar nos
resultados, porém algumas tendências gerais devem ser mantidas. Por exemplo, a exergia destruída no compressor é
sempre diretamente proporcional à potência elétrica consumida nesse componente, assim como nos trocadores de calor
(condensador e evaporador), a exergia destruída é sempre diretamente proporcional à diferença de temperatura em que
ocorre a troca de calor.
4. AGRADECIMENTOS
Os autores gostariam de expressar sua gratidão aos órgãos de fomento FAPEMIG, CAPES e CNPq pelo apoio
financeiro a este trabalho e ao grupo de pesquisa NEST - Núcleo de Excelência em Geração Termoelétrica e
Distribuída, situado na UNIFEI - Universidade Federal de Itajubá.
5. REFERÊNCIAS
Ahamed, J.; U.; Saidur, R.; Masjuki, H.; H., “A review on exergy analysis of vapor compression refrigeration
system”, Renewable and Sustainable Energy Reviews, Vol. 15, pp. 1593–1600, 2011.
Alkan, A., Hosoz, M.,“Comparative performance of an automotive air conditioning system using fixed and variable
capacity compressors”, International Journal of Refrigeration, Vol. 33, pp. 487–495, 2010.
Chen, J., Chen, X., Wu, X., “Optimization of the rate of exergy output of a multi-stage endoreversible combined
refrigeration system”, International Journal of Exergy, Vol. 1, No2, pp. 100-106, 2001.
Fang, G., Xing, L., Yang, F., Li; H., “Exergy analysis of a dual-mode refrigeration system for ice storage air
conditioning” International Journal on Architectural Science, Vol. 6, No1, pp. 1-6, 2005.
Moureh J., Derens, E., “Numerical modelling of the temperature increase in frozen food packaged in pallets in the
distribution chain”, International Journal of Refrigeration, Vol. 23, pp.540±552, 2000.
Stoecker, W., F., Jabardo, J., M., “Refrigeração Industrial” Ed. Edgard Blücher, São Paulo, 2002.
Taufiq, B., N., Masjuki, H., H., Mahlia, T., M.,I., Amalina, M., A., Faizul, M., S., Saidur R., “Exergy analysis of
evaporative cooling for reducing energy use in a Malaysian building”, The Ninth Arab International Conference on
Solar Energy (AICSE-9), Kingdom of Bahrain Desalination, Vol. 209, pp. 238-243, 2007.
EXERGY AND ENERGY ANALYSIS OF VAPOR COMPRESSION REFRIGERATION
SYSTEM
Tiago Mendes, [email protected];
Daniel Oliveira Mochizuki, [email protected];
Osvaldo José Venturini, [email protected];
Marcelo José Pirani, [email protected].
1
Federal University of Itajubá, Av. BPS, nº 1303, Brazil
Federal University of Itajubá, Av. BPS, nº 1303, Brazil
3
Federal University of Itajubá, Av. BPS, nº 1303, Brazil
4
Federal University of Itajubá, Av. BPS, nº 1303, Brazil
2
Abstract: The last years, eating habits change of population caused an increase demand for chilled or frozen prepared
foods. This increased a high use of food refrigeration and conditioning through the cold. It is well known that cooling
systems are major energy consumers, and in the last years mathematical models of these systems have been used to
analyze its operation under various operational conditions and improve it efficiency. The losses on the system must be
evaluated individually for each component, and the first law of thermodynamics, which considers only energy
conservation, providing no more conclusive information. Furthermore, the exergetic analysis is a tool that provides
complete and realists informations of the energy use and your destruction, identifying the locations and their
quantities. Therefore, this work presents an energy and exergy analisis for a compression vapour refrigeration system,
through the use of computer modeling, to evaluate the behavior of the system to various conditions of temperature of
the chamber and ambient operating temperature. This allows identification and quantification of the rate of destruction
of exergy in all system components.
Keywords: Refrigeration system, energy savings, energy analisys , exergy analisys, computer simulation