Estudo experimental com propano (R290) 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 950, São Leopoldo – RS – Brasil
[email protected]
Mario Henrique Macagnan
[email protected]
RESUMEN
Na área de refrigeração vem-se buscando fluidos refrigerantes substitutos para o R22 nas diversas
aplicações, que possam fornecer um desempenho equivalente, sem excessiva modificação nos
componentes do ciclo. O hidrocarboneto propano, ou refrigerante R290, 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 R22. Analisou-se e comparou-se o
funcionamento do sistema e, em específico, o comportamento do evaporador do tipo serpentina aletada
operando com o R290. 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 R290 foi levemente superior a do R22 associada a uma menor taxa de massa de refrigerante. A carga
de R290 no sistema é aproximadamente 50% menor que a do R22, 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-R22, 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 (R290) e o
isobutano (R600a) em sistemas de refrigeração (Lorentzen, 1995, Domanski, 1999, Calm, 2004),
principalmente de pequeno porte. Na Tabela 1 se apresentam alguns dados comparativos do R22 e do
R290 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.
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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)
0,05
Massa molar
(kg/kmol)
R22
12
1700
86,48
(CHClF2)
R-290
<1
<20
0
44,10
(C3H8)
†
GWP relativo ao CO2, como base 100 anos, de acordo com WMO, 1999.
Tc, (°C)
Pc, (MPa)
96,10
4,97
96,70
4,25
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, 2003), considerando condições operacionais representativas da faixa operacional dos
equipamentos de refrigeração domésticos de pequeno porte (Copetti et. al, 2005). Na Tabela 2 se
apresentam alguns resultados deste trabalho onde se comparam o comportamento do R22 e do R290
para temperaturas de vaporização de -2°C e de condensação de 40°C.
Tabela 2. Dados teóricos de desempenho dos refrigerantes no ciclo de refrigeração.
Refrigerante
COP
W
(kW/kW)
Relação de
pressão
(descarga /sucção)
R22
R290
5,15
4,83
0,196
0,202
3,36
3,13
Super
aquecimento
na descarga
compressor
(°C)
19,4
4,6
Efeito de
refrigeração
(kJ/kg)
Capacidade
volumétrica
3
(kJ/m )
Volume
específico
3
(m /kg)
154,46
263,21
3037,8
2543,8
0,051
0,104
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 2 se verifica que o consumo de
energia do R290 é em torno de 3% superior ao do R22. As pressões de condensação para temperatura
de 40°C são de 1533,6 kPa para o R22 e 1369 kPa para o R290. Para o R290, 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 R22 (por exemplo, na temperatura de -2°C tem-se a entalpia de
vaporização de 377,3 kJ/kg do R290 contra 206,6 kJ/kg do R22). Isto indica a possibilidade de usar
trocadores de calor mais compactos e, juntamente com o maior volume específico indicado na Tabela 2,
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, 2000) destes
refrigerantes. Estudos mostram que a carga de hidrocarboneto pode ser reduzida entre 1/3 a 1 /2 em
relação ao R-22 (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.
2. 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,
51TQS330-B-761-62, 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
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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 R22 e depois substituído pelo R290.
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 - 600T), com 0,30% de
precisão na faixa de 0 a 400 kPa e saída 4-20 mA. Na saída do evaporador um transdutor de pressão
(Wika Eco-tronic) com escala de 0 a 600kPa e precisão de 0,5% e na saída do compressor há um
transdutor de pressão (ABB – 600T), escala de 120 a 2400 kPa, saída 4-20 mA com precisão de 0,3%.
Além disso, foram instalados manômetros analógicos (Shine Yea) para medidas na faixa de 0 a 3400
kPa, em vários pontos do sistema.
Conforme mostrado na Figura 2, 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 2140) usando um termômetro de
precisão de 0,1°C, resultando numa incerteza de ±0,5°C. A velocidade do ar foi medida através de um
anemômetro de fio quente (Alnor-CompuFlow 8525), 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 2.
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.
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Termopares na saída:
Tbs e Tbu
Anemômetro de
fio quente
Posições de medida
de velocidade do ar
Termopares na
entrada: Tbs e Tbu
Evaporador
18 termopares
no circuito
Figura 2. Detalhes da instrumentação para medidas das temperaturas do ar, do refrigerante no
evaporador e medidas de velocidade do ar.
3
2
1
Te
4
Ts
9
8
7
6
5
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.
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Todos os transdutores de pressão e temperatura foram conectados a um sistema de aquisição de
dados, composto de um multímetro com multiplexador HP 34970A 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)
Diâmetros dos tubos: externo e interno (mm)
Número de fileiras de tubos
Número de tubos por fileira
Espaçamento entre o centro das filas
Passo (mm)
Tipo de aletas
Espessura da aleta (mm)
Espaçamento das aletas (mm)
Número de aletas
Condensador – duplo tubo – duas unidades
Capacidade (TR)
Diâmetro do tubo interno (mm)
Diâmetro do tubo externo (mm)
Número de espiras
Material do tubo interno (água)
Material do tubo externo (refrigerante)
544 x 304 x 76
9,52/8,52
4
12
19,5
25,4
Lisas
2
2
252
2/ cada
208
265
3,5
cobre
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 R22 a
carga foi de 1,33 kg estabelecida para uma pressão e temperatura de sucção no compressor de 479,90
kPa e 1,2°C, respectivamente, e na descarga uma pressão de 1927,78 kPa, com 2,2°C de
superaquecimento. Para o R290 a carga foi de 0,68 kg, pressão e temperatura de sucção de 418,25 kPa
e 1°C, respectivamente e pressão de descarga de 1401 kPa, com 5°C de superaquecimento. Verifica-se
que a carga do R290 é aproximadamente a metade da carga necessária para o R22, 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 714,5 m3/h. As
medidas de temperatura do refrigerante em vários pontos do circuito apresentaram incertezas na ordem
de ±0,10°C a ±0,76°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 ± 0,23 kPa e a medida de
pressão absoluta (na saída do evaporador) de ± 2,48 kPa.
Na Figura 4 se apresenta a variação das temperaturas de entrada e saída do evaporador em relação
3
ao tempo de operação para os dois refrigerantes para uma vazão de água de 0,65m /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 R290 são menores do que para o
R22.
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Te - R22
Te - R290
Ts - R22
Ts - R290
20
Temperatura(°C)
15
10
5
0
-5
-10
-15
-20
-25
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
Tempo (s)
Figura 4. Distribuição de temperaturas de entrada e saída do evaporador para o R22 e para o R290.
Temperatura (°C)
10
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10
0
100
200
300
400
500
600
700
800
Tempo (s)
a) R22
Tentrada
T1
T3
T5
T7
T9
Tsaida
T4
Temperatura (°C)
10
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
Tempo (s)
b) R290
Tentrada
T1
T3
T5
T7
T9
Tsaida
T4
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 R22 e (b) para o R290.
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A Figura 5 apresenta as distribuições de temperatura no circuito do evaporador (circuito 1 – pontos
de 1 a 48 conforme a Figura 3b, com termopares de 1 a 9) para o R22 e R290. Conforme esta figura, a
vaporização do R22 se dá entre -5,8°C e -3,2°C, com superaquecimento na saída do evaporador em
torno de 5,8°C. Para o R290 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 R22 e do R290 nos pontos 1 a 9 do
circuito 1 do evaporador. Recordando a Figura 3b, o ponto 4 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.
4
Temperatura (°C)
2
R290
R22
0
-2
-4
-6
-8
-10
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Pontos do circuito 1 do evaporador
Figura 6. Temperaturas médias do R22 e do R290 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 R22 e de
2,45 kPa para o R290, representando uma diminuição de aproximadamente 71%, conforme já observado
por Devotta et. al (2005).
Perda de carga (kPa)
12
R22
10
R290
8
6
4
2
0
0
200
400
600
800
1000
Tempo (s)
Figura 7. Perda de carga no evaporador para os refrigerantes R22 e R290.
Página 7 de 9
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 4 e 5.
Tabela 4. Dados médios comparativos dos refrigerantes R22 e R290 no evaporador.
3
3
Vazão de ar: 714,5 m /h, Vazão de água=0,65 m /h
Carga de refrigerante no sistema (kg)
Taxa de massa de refrigerante (kg/h)
Te (°C)
Ts (°C)
Título na entrada do evaporador (%)
pe (kPa)
ps (kPa)
p (kPa)
AR
T (°C)
Capacidade de Refrigeração (kW)
R22
1,33
69,4
-2,2
3,6
20
433,65
424,97
8,68
Refrigerante
R290
0,68
41,1
-6,3
2,4
23
395,69
393,24
2,45
13,62
14,40
3,3
3,5
Tabela 5. Dados comparativos do sistema.
Vazão de ar: 714,5 m3/h, Vazão de água=0,65 m3/h
Relação de pressão (descarga/sucção)
Superaquecimento na descarga compressor (°C)
pcondensador (kPa)
Tágua de resfriamento (°C)
COP
R22
4,2
24,2
26,1
12,77
5,07
Refrigerante
R290
3,56
12,5
15,34
10,58
4,86
Da análise das Tabelas 4 e 5, junto com os resultados da simulação teórica do ciclo de refrigeração
para os refrigerantes R22 e R290, podem ser feitas algumas observações importantes: o R290
apresenta uma capacidade de refrigeração similar a do R22, operando com vazão mássica 41% menor.
O superaquecimento do R290 na descarga do compressor apresentou uma redução de 48,3% 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.
4. Conclusões
Neste trabalho foram analisados alguns parâmetros importantes do desempenho do hidrocarboneto
propano para efeito de substituição do R22 em sistemas de ar condicionado. O R290, com exceção da
sua flamabilidade, apresenta uma série de vantagens com relação ao R22. A carga do R290 no sistema
foi 50% menor que a carga do R22, atenuando desta forma o fator flamabilidade. Ao mesmo tempo o
custo do propano é mais baixo do que o R22 e dos seus substitutos. Entre os resultados verificou-se
uma menor variabilidade da temperatura do refrigerante ao longo do comprimento do evaporador para o
R290 e uma capacidade de refrigeração levemente superior ao R22.
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5. Referências
Calm, J.M.; Domanski, P.A., 2004, “R22 Replacement status”, ASHRAE Journal, Vol. 46, No.8, pp. 2939.
Copetti, J.B.; Macagnan, M. H.; Geyer, M.; Oliveski, R.C., 2005, “The use of hydrocarbons propane and
isobutane in refrigeration systems”, 18 th International Congress of mechanical Engineering-COBEM
2005, Ouro Preto, MG.
Devotta, S., Padalkar, A.SA., Sane, N.K., 2005, “Performance assessment of HC-290 as a drop-in
substitute to HCFC-22 in a window air conditioner. International Journal of Refrigeration, Vol.28(4),
pp.594-604.
Domanski, P.A, 1999, “ Evolution of refrigerant application”, International Congresso on Refrigeration,
Milan, Italy, May 4.
Domanski, P.A., Didion, D.A.; Chi, J., 2003, “CYCLE D: NIST Vapor compression cycle design program
V3.0: Users’ Guide”, NIST Standard Reference Database; 49p.
Goetzler, W.J.; Dieckmann, J., 2000, “Assessment of the commercial implications of ASHRAE A3
flammable refrigerants in air-conditioning and refrigeration systems”,ASHRAE Transactions:
Symposia, HI-02-7-3, pp. 757-768.
Lorentzen, G., 1995, “The use of natural refrigerants: a complete solution to the CFC/HCFC
predicament”. International Journal of Refrigeration, Vol. 18 (3), pp. 190-197.
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.33-42.
WMO, 1999. “Scientific assessment of stratospheric ozone”. Report 44, 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.
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