Baixe Apostila de Refrigeração e condicionamento de ar e outras Notas de estudo em PDF para Engenharia Mecânica, somente na Docsity! UNIVERSIDADE FEDERAL DO CEARÁ CENTRO DE TECNOLOGIA DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA APOSTILA DE REFRIGERAÇÃO E CONDICIONAMENTO DE AR – Professor André Valente Bueno Livro Base – Stoker e Jones – Refrigeração e Ar Condicionado Fortaleza - 2007 Sumário Capítulo I – Introdução; Capítulo II – Fundamentos de Termodinâmica e transferência de calor; Capítulo III – Psicometria e Transferência de calor com superfície molhada; Capítulo IV – Cargas térmicas; Capítulo V – Sistemas de condicionamento de ar; Capítulo X – O ciclo de compressão a vapor; Capítulo XII – Condensadores e Evaporadores; Capítulo XIII – Dispositivos de expansão; Capítulo XIV – Sistemas Multipressão; Capítulo XVII – Refrigeração por absorção; Capítulo XIX – Torres de resfriamento e condensadores evaporativos. O PROCESSO ISENTRÓPICO Balanço de massa: s . e . s . e . v.c mmmm dt dm =→−= Balanço de energia: ∑∑ +∀+−+∀++= )gz2.(hm)gz2.(hmW-Qdt dE s 2 s ss . e 2 e ee ... v.c , = 0. . Q Cancelando os outros termos: )h(hmW 21 . c . −= . Trabalho específico de compressão: )h(h m W 21. c . −= Cuidado, (1) deve ser superaquecido. . 2s . 1e . Fronteira . v.c .sm.sm T Q dt dS σ+−+= )s-(sm 12 .. =σ amb. . . perd . .T m σ m W = Caso , tem 12 ss = 0 m W . perd . = : Processo isentrópico (idealizado) Para processo adiabático real, e 12 ss > 0 m W . perd . > . Eficiência isentrópica para compressor adiabático: 12 12s real . . isentr. . . t h-h hh m W m W η − = ⎟⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎜ ⎝ ⎛ ⎟⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜ ⎜ ⎝ ⎛ = Compensa utilizar um compressor adiabático: Não compensa utilizar compressor adiabático *Equação de Bernoulli constantegz 2 V ρ P 2 =++ Condições de escoamento: (1) Escoamento em regime permanente (2) Sistema Adiabático (3) Escoamento sem atrito →+ ⎟ ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ ++= ⎟ ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎜ ⎜ ⎝ ⎛ ++ →→ ΔEgz 2 V ρ Pgz 2 V ρ P s 2 e 2 diagrama de moddy. Comp. equiv. →= ρ ΔPΔE Perda de carga→ 2D .lf.L.VΔP 2 = * Transferência de calor Condução: Fluxo de energia resultante do processo de transferência de calor em um meio sólido é proporcional ao gradiente de temperatura, à área e a condutividade térmica (k), de acordo com a lei de Fourrier: . k.A.gradTQ . = Fluxo de calor: ; k.gradTq . = ΔA Qq . . = . Para um fluxo constante a Lei de Fourrier é válida para regime permanente sem geração de calor. Exemplo: tubo dimensional em Regime permanente: s . e . s . e . v.c QQQQ dt dE =→−= , constanteq . = Radiação: A transferência de calor por radiação se dá como resultado de um deslocamento de fótons entre duas superfícies, e agrupando-se os termos referentes à absorção, transmissão e reflexão mútua, tem-se: ) , onde é o coeficiente de transmissão de calor por radiação e as temperaturas dos corpos que trocam calor. Em manuais encontra-se a segunda expressão para o fluxo de calor: TT.(hq 42 4 1R −= Rh 21 T e T )TTcte.(q 21 −= . Convecção: A transferência de calor por convecção obedece a lei do resfriamento de Newton, dada por: )TTh.(q sup ∞−= para valores médios do coeficiente de transferência de calor por convecção tem-se: , onde )TT.A.(hQ sup __ ∞−= Temperatura local da superfície →supT →sup _ T Temperatura média da superfície Temperatura da corrente livre. →∞T coeficiente local de transferência de calor por convecção →h coeficiente médio de transferência de calor por convecção → _ h fluxo de calor →q taxa de transferência de calor. →Q Convecção Forçada: h = 20 a 200 ar 3000 a 100000 água A análise do processo de transferência de calor demanda a determinação de h, que costuma ser expresso em correlações semi-empíricas através do número de Nusselt: →= k h.L Nu c adimensionalização de h! Onde é um comprimento característico e k é a condutibilidade térmica do fluido envolvido na troca de calor por convecção. cL (atenção!! Incerteza da correlação ) %20+− O número de Nusselt pode ser correlacionado com os números de Reynolds e Prandtl da seguinte forma: , onde c, n e m são obtidos na literatura. mn .PrRe C.Nu = Exemplo dos resultados experimentais para convecção forçada enquanto que a maior parte é rejeitada sob a forma de calor. O calor gerado nas células é transferido pelo corpo através do sistema vascular e liberado pela pele. Em regime permanente (equilíbrio térmico do corpo) o calor produzido pelo metabolismo deve ser igual ao rejeitado por convecção, radiação, evaporação e pela transferência de energia associada à respiração. Se em um dado momento isto não ocorrer, a temperatura do corpo varia e tem-se um armazenamento de energia. Nesta condição, tem-se: S B C R EM +− + − + − + −= Sendo: M: o calor gerado pelo metabolismo, W; E: a perda de calor por evaporação, W; R: a transferência de calor por radiação, W; C: por convecção, W; B: respiração, W ( ); )h-h(m se . S: taxa de variação de energia armazenada no corpo, W ( ∫ ΔTmcp ). O termo relacionado à evaporação representa uma liberação de energia pelo corpo, enquanto que os demais podem ser positivos ou negativos, dependendo das condições. 2.20 Metabolismo O metabolismo é o processo pelo qual nosso corpo converte a energia dos alimentos em trabalho e calor. A eficiência térmica máxima do corpo é de 15, 20 % durante curtos períodos de tempo. Durante uma atividade leve, esse valor cai para cerca de 1%. A taxa de liberação de calor por um ocupante de um ambiente condicionado pode variar de 120 W para uma pessoa em atividade leve até 440W para o caso de uma atividade pesada: 120W < M < 440W O calor gerado pelos ocupantes de um ambiente deve ser levado em conta durante os cálculos de carga térmica. 2.21 Convecção O termo C do balanço de energia pode ser descrito como: )T-.A.(Th C APc= Onde: A é a área da superfície do corpo (1,5 a 2,5 2m ) é a temperatura da pele ou da roupa da pessoa PT é a temperatura do ar AT é o coeficiente convectivo médio que depende de velocidade do ar que circula no ambiente (V). ch (h para convecção natural é h≅ 8W/m .K) 2 Para convecção forçada tem-se: 0,6c V5,13h = Onde V é a velocidade do ar em m/s e está dado em 8W/m .K. ch 2 A temperatura da pele varia de 31°C para partes nuas e 33°C para partes cobertas por roupas. A temperatura da roupa situa-se entre a da pele e a do ambiente. Cálculo do coeficiente de convecção da sala de aula: Convecção Natural Convecção Forçada h 8 W/m .K ≈ 2 V = 1m/s °= 32Ts C 5,134.1h 0,6c == W/m .K 2 °= 25TA C C = 13.2.13,5.7 C = 13 pessoas.2 m .8 W/m 2 .K.7K 2 C = 2457 W C = 1456W Redução em E de 1kW O consumo do ventilador para aumentar o é viável para uso com ar? SIM! ch 2.22 Radiação Nem todas as partes do corpo irradiam para o meio, pois algumas irradiam para o próprio corpo. Desse modo, a área efetiva de radiação do corpo é de cerca de 70% de sua área total. A temperatura radiante média do corpo é, geralmente, muito próxima à do ambiente, exceto quando o corpo é submetido à isolação. 2.23 Evaporação A remoção de calor por evaporação sempre constitui um meio de remoção de calor sendo, portanto, muito importante para o controle térmico do corpo. O corpo “molha a pele através de dois mecanismos: *difusão → constante (difusão tem ligação com a concentração) *transpiração → controlada. Pág 42 do livro: Exercícios: 2.1 na saída tem um separador de líquido; balanço de massa com fluxo de entalpia 2.3: Equação de Bernoulli; coeficiente de descarga: percentagem do que sai pelo que entra 2.4: Vapor de água saturado é similar ao do gás ideal 2.6: Convecção a partir da relação 2.7: Conforto térmico: 25°C 2.8 Processo de difusão da água do corpo para o ar. Capítulo III – Psicometria e transferência de calor com superfície molhada A psicometria é o estudo das propriedades e processos que envolvem a mistura entre o ar e o vapor de água, ou seja, o ar úmido. As misturas podem ser reais ou ideais. Em uma mistura ideal, as suas propriedades obedecem uma relação linear com relação a concentração dos seus componentes, enquanto para misturas reais essa relação não é linear. Isto é exemplificada da seguinte forma: Modelo de Dalton: Segundo o modelo de Dalton, cada constituinte de uma mistura de gases ideais ocupará todo o volume disponível para essa mistura e uma pressão parcial correspondente à sua participação na mistura em termo dos números de entidades elementares (átomos ou moléculas). UMIDADE ABSOLUTA (ω ) A umidade absoluta ω é a massa de vapor de água contida em 1kg de ar seco. As propriedades termodinâmicas intensivas que aparecem na carta psicrométrica são dadas em base de massa de ar seco. Considere-se o ar seco e o vapor de água dos gases ideais, e que sua mistura seja uma mistura ideal, tem-se: a: ar seco →= TRmV.P aaa s: vapor de água →= TRmV.P sss a st s s a a s s a s R PP R P R P R P m m − ===ω ; : pressão barométrica tP Onde: ω : umidade absoluta (kgs/kga) V : volume arbitrário para mistura T : temperatura arbitrária para a mistura tP : pressão atmosférica sat PPP += aP : pressão parcial do ar seco aR : constante dos gases para ar seco ( 2875J/kg.KR a = ) sR : constante dos gases para vapor d’água ( J/kg.K5,461R s = ) Com esses valores: st s PP P .622,0 − =ω , onde é fixo para cada carta. tP Logo, a umidade absoluta ω pode ser aplicada no eixo das ordenadas da carta. Exemplo: Ar a , aPk3,101Pt = %60=φ , T = 26°C 3,36kPaC)26(PP sat máx s =°= kPa016,236,3.6,0Pc == secoar vapor/kgg 63,12 2,016-101,3 2,016.622,0 ==ω 3.6 A Entalpia De acordo com as hipóteses consideradas, a entalpia do ar úmido é dada pela soma das contribuições de ar seco e do vapor d’água. Considera-se 0°C como a temperatura de referência para o ar e 0°C de líquido saturado para a água. A entalpia do ar úmido é dada por: hgT.ch p ω+= ; é a contribuição do ar seco e T.cp hgω é a contribuição do vapor em base de ar seco. Onde é o calor específico a temperatura constante do ar seco, T é a temperatura da mistura (°C) e hg é a entalpia do vapor saturado na mistura (kJ/kg) pc PS: O calor específico do ar = 1,006 a 0°C e 1,009 a 50°C, ou seja, . 007,1cp ≅ hgh supvapor ≅ hgT.ch p ω+= . As linhas de entalpia constante na carta psicrométrica são construídas a partir da equação acima. Por exemplo: determine o ponto na qual a entalpia é de 60Kj/kga e a temperatura é de 25°C. hgT.ch p ω+= . ⎩ ⎨ ⎧ ω T Estado ar g2547,3kJ/kC)25,h(vh sg =°≅ kg.2547,3kJ/ 25K . a1,007kJ/kg60kJ/kga ω+= gs/kga67,13=ω Conferindo esse valor na carta pg 47 (1) 25°C → (2) 60kJ/kga (3) → 67,13=ω Da carta psicrométrica verifica-se que as linhas de entalpia constante cruzam a carta na diagonal no sentido do quadrante 2 pro 4. E são marcadas à esquerda da linha de saturação e à direita do eixo da umidade absoluta 3.7 O volume específico A aplicação da equação de estado para o ar seco e para o vapor de água resulta em: (1) T.R.mV.P aaaa = (2) T.R.mV.P sss = De (1) tem-se: φ.PP T.R P. P P P P .P T.R PP T.R P T.R m V . tt a t t s t t t a st a a a a a − = − ⇒ − == ) P P 1(P T.R v t S t a − = . Dividindo-se (1) e (2): a S a S a S t S R R R R . m m P P ω== ) R R 1(P T.R v a S t a ω− = Também é possível traçar linhas de volume específico constante na carta psicrométrica variando-se ω e T. Para φ =60% e T=25°C. )kgs/kga10.6,12. a0,287kJ/kg gs0,4615kJ/k1(kPa325,101 K)15,27325.(kJ/kgK287,0v 3−− + = kga/0,862mv 3= Com esse procedimento podem-se traçar linhas de volume específicos constante, que assumem a seguinte forma na carta psicrométrica Ar úmido: kga/m1v 3= kga/m359,43v 3C25 a OHvapor 2 =° 3.8 Transferência simultânea de calor e massa: A Lei da Linha Reta A última propriedade a ser considerada é a temperatura de bulbo úmido. O entendimento dessa propriedade demanda conhecimento do problema da parede úmida, na qual ocorre a transferência simultânea de calor e massa. A Lei da Linha Reta estabelece que quando o ar úmido troca calor e massa ( ) com uma superfície molhada, o estado do ar na carta psicrométrica tende para a temperatura da superfície úmida na linha de saturação. OH2 Chute: C19,736TBU0 °= 20 5,19TBU y ∂ ∂ Da carta tem-se TBU = 19,5°C As linhas de TBU na carta psicrométrica. 3.10 Processo 3.11 O termômetro de bulbo úmido O saturador adiabático não é um equipamento facilmente transportável, e, portanto, torna-se inconveniente quando se tem a necessidade de se realizar medidas freqüentes. Neste caso, um termômetro com o bulbo coberto por uma mecha úmida é mais conveniente. Apesar de a área da mecha ser finita, devido a lei da linha reta o termômetro de bulbo úmido indica uma temperatura muito próxima da temperatura de bulbo úmido termodinâmica. Como a área da mecha é finita, o ar que a deixa não é saturado, e sua passagem pode ser representada pela figura abaixo: Se houvesse área úmida o suficiente o ar sairia do estado saturado (M), mas como não há, ele sai num estado intermediário (2), contudo, a superfície úmida deverá ter sua temperatura igual a temperatura de bulbo úmido termodinâmico devido a lei da linha reta. Logo, o termômetro indica TBU do estado (1). 3.12 Processos Os processos em ar úmido têm sua representação facilitada empregando-se a carta psicrométrica, que também pode ser utilizada para a determinação de propriedades. Alguns dos processos mais comuns serão vistos a seguir. 1. Processos de resfriamento e aquecimento (sem transferência de massa). Balanço de massa: ; a2 . a1 . mm = s2 . s1 . mm = Logo, 21 ωω = Balanço de Energia: s . e ... hmhmWQ dt dE −+−= 12. sup hh m Q −= a )T-h.A.(TQ 1supsup = 2. Processo de Umidificação Algumas vezes é necessário aumentar a umidade do ar que circula em um ambiente. Para isto, pode-se injetar água líquida ou vapor d’água. A temperatura com a qual o ar deixa o umidificador depende do estado em que é introduzida. Quando se introduz vapor superaquecido, a umidade relativa e a temperatura de bulbo seco se elevam. Quando se borrifa água líquida a umidade relativa se eleva e a temperatura de bulbo seco do ar na saída é menor que a do ar na entrada. Este princípio é aplicado nos condicionamentos de ar evaporativos. *Balanço de massa em regime permanente s2 . inj OH . a2 . a1 . mmmm 2 =+= , se 12 <φ dividindo-se por , tem-se: a . m 2 ar . inj OH . 1 m m 2 ωω =+ *Balanço de Energia em Regime permanente 0.hm)h(hmQ inj winj w . 12a .. =+−− 3. Processo de Resfriamento e desumidificação orvalholíquida sup TT < (1) 1111 v,h,,T ω (2) 2222 v,h,,T ω Quando o ar é resfriado por uma superfície que se encontra a uma temperatura abaixo da sua temperatura de orvalho, uma parte da umidade desse ar é condensada na superfície e tem-se, portanto, um processo de resfriamento desumificado do ar. Durante o modelamento desse processo, é conveniente considerar que o vapor de água, que condensa na superfície da serpentina deixa esse equipamento na mesma temperatura da superfície da serpentina, ou seja, em equilíbrio térmico com a serpentina. Esse líquido comprimido pode ter suas propriedades aproximadas do líquido saturado na mesma temperatura. As propriedades do ar que sai da serpentina de resfriamento e desumidificação podem ser avaliadas através da carta psicrométrica, aplicando-se a lei da linha reta. Em regime permanente, tem-se: *Balanço de massa: ar . a2 . a1 . a2 . a1 . v.ca mmmmm dt dm ==→−= Vapor líquido de . OH2 cond . s2 . s1 . v.cs mmm dt dm −−= , dividindo-se pela massa de ar seco: 0 m m s2 . cond . 21 =−−ωω *Balanço de Energia (hipóteses – sistema adiabático) )h(hmTsu)Sat, (Líq.mhmhm dt dE sef . cond . 2a2 . 1a1 . −+−−= (1) )h(h m mTsu)Sat, (Líq.)hω(ωhh es a . f . OH2121 2 −=−−− água ar ⎯→⎯q Tmenor Tmaior ↑↑ω ↓↓ω CAPÍTULO XIX – Torres de resfriamento e condensadores Evaporativos Os sistemas térmicos costumam rejeitar calor para o ambiente. As torres de resfriamento constituem uma alternativa compacta para dissipação de calor para atmosfera. Além disso, o princípio do saturador adiabático também pode ser aplicado em casos nos quais seja necessária a obtenção de água em uma temperatura inferior a do ambiente, onde essa temperatura é a de TBU do ar ambiente. Um caso típico é o do condensador evaporativo. MODELAGEM DA TORRE DE FESFRIAMENTO Duas abordagens podem ser adotadas ao se estudar uma torre de resfriamento: pode-se medir os estados do ar e da água que cruzam uma torre em operação e verificar aspectos como a taxa de reposição de água e o estado do ar na entrada e na saída da torre, a temperatura que a água deixa a torre, aplicando-se o balanço de massa e energia. A outra abordagem consiste em aplicar a equação potencial de entalpia para uma torre, integrando-a ao longo desse equipamento. Dessa maneira, os estados do ar e da água na saída da torre podem ser calculados previamente, caso o já tenha sido determinado para uma torre operando em condições semelhantes. Ex 19.1 ch Balanços de massa e energia para uma torre de resfriamento: Uma torre de resfriamento pode ser representada de acordo com o seguinte esquema: PS: Se a torre não estiver dando conta você aumenta o nível d’água para que ela troque melhor com a parede do reservatório. Balanço de massa: Ar seco: a . a4 . as . mmm == Água: )4(m)2(m)5(m(1) m)3(m s4 . w . 5 . w . s3 . +=++ , dividindo-se pela massa de ar seco: s3 . s4 . 5 . mmm −= 34 a . 5 . m m ωω −= Balanço de energia: 4a . 2ww . 3a . 5w5 . w1w . .hm)(T.hm.hm)(T.hm).h(Tm +=++ )(T.hm)T-(T.cm)h-(hm 5w5 . 12paw . 43a . −= )(T.h)()T-(T.c m mh-h 5w3412pa a . w . 43 ωω −−= Ou )(T.hh-h )T-(T.cm m 5w3443 12paw . a . ωω −+ = : vazão mássica a ser resfriada w . m : vazão mássica de ar seco na torre a . m : calor específico da água pwc : Temperaturas de saída e de entrada d’água em base de ar seco 21 T,T 21,ωω : umidade absoluta do ar na saída e entrada ) : entalpia da água de reposição (Th 5w )(Th)(Th 5ls5w ≅ Problema 3-5. Hipóteses: 1) Torre em regime permanente; 2) Efeitos de Variação de energia cinética e potencial negligenciáveis; 3) Carcaça da torre é adiabática. Estado 1: água 38°C Estado 2: água a ? °C Estado 3: ar úmido. TBS = 35°C TBU = 24°C /s15mV 3 . = Carta: ; /kga0,893mv 33 = 72kJ/kgah3 = ; kga0,0143kgs/3 =ω ; 16,85kga/s /kg0,893m /s15mm 3 3 a . == Estado 4: Ar saturado a 31°C; ga0,029kgs/k4 =ω ; kJ/kga105h 4 = Estado 5: água a 24°C Equações governantes: b) 0,25kg/sm m m 5 . 34 a . 5 . =⇒−= ωω a) Solução 1: Potencial de entalpia Torre grande: 0dq → )hcte(hdq ai −= , : ar saturado ao redor da água; : corrente de ar. ih ah 42águai hh100%),T(Th →=== φ , C31Tágua °≅ a) Solução 2 )(T.h)()T-(T.c m mh-h 5w3412pa a . w . 43 ωω −−= )100,59.)0143,0029,0(-38)-.4,1868(T 85,16 20105-72 2 −= . C31,66T2 °= Ar úmido a 30°C e 60%=φ entra numa serpentina desumificadora que opera em regime permanente com fluxo de 280 m 3 /min. O condensado sai do desumificador como líquido saturado a 10°C, enquanto o ar saturado nessa temperatura também deixa o equipamento. A transferência de calor do desumificador para o ambiente pode ser desprezada. A pressão do ambiente é 1atm. Determine: a) O fluxo de massa de ar seco; b) A taxa de remoção de água por kg de ar seco; c) A capacidade de refrigeração requerida pela serpentina. umidade para o conforto térmico costuma ser favorável em termos de economia de energia. 4.4 Qualidade do ar A ventilação, necessária para a renovação do ar no ambiente condicionado, é responsável por uma parte significativa da carga térmica de aquecimento ou de resfriamento desse ambiente. Por esse motivo, a possibilidade de se filtrar o ar recirculado também deve ser examinada, pois a recirculação do ar costuma reduzir a carga térmica. A norma ASHRAE recomenda a seguinte taxa de recirculação: , onde: é a taxa de suprimento de ar para ventilação; é a taxa de recirculação de ar; é a taxa mínima de ar externo. m . r .. VVV += . V r . V m . V A taxa mínima de ar externo é sempre superior a 2,5L/s por pessoa, e seus valores são mostrados na tabela 4.1 do livro texto. Essa taxa vem, necessariamente, do ambiente externo, o resto de pode ser recirculado. Com a recirculação de ar tem-se: . V E VVV m . o . r . − = , é a taxa de ar externo dada para cada aplicação pela tabela 4.1 do livro texto, enquanto E é a taxa de remoção do dispositivo de filtragem, que é dada na tabela 4.2. o . V O importante é o valor mínimo de ar externo Nota: Quando o ambiente condicionado estiver desocupado, pode-se cortar a entrada de ar externo. 4.5 Estimativa das trocas térmicas A transferência de calor para um ambiente depende de suas características geométricas, de sua orientação, de fatores climáticos e de suas características construtivas. Uma série de procedimentos foi desenvolvida para o cálculo da carga térmica em um edifício, o livro texto segue a metodologia pela ASHRAE (antiga). Os fatores afetam a carga térmica divide-se em quatro categorias: Transmissão: Transferência de calor devido à diferença de temperatura por meio dos componentes do edifício (clima, radiação solar, tipo de paredes, geometria, características de construção, etc...). Solar: Transferência de energia solar através de um componente transparente ou semitransparente do edifício. Infiltração: Perda ou ganho de calor por infiltração de ar externo. Geração Interna: Liberação de energia, no interior do recinto (pessoas, iluminação, máquinas, chamas, etc...) 4.6 Condições de Projeto Para processos de aquecimento as condições de projeto que costumam ser especificados são a TBS interno e externo. Para aquecimento, uma temperatura entre 20° e 22°C para o ambiente condicionado é admissível para operação nas condições mais críticas do ano, que costumam ser levantadas através do critério de 97%. Ex: Só 2,5% dos dias do ano fazem uma temp. inferior a desejada. Para fortaleza, a temperatura de 97% é de 21°C, como pode ser observado na TAB. 4.3. A umidade relativa do ambiente condicionado é limitada a um mínimo de 30% no inverno. Para processos de refrigeração (resfriamento) as condições de projeto são mais difíceis de determinar. As condições no ambiente condicionado costumam ser dadas por 24°C < TBS < 26°C. e 40% < φ < 60%. As condições do ambiente devem levar em conta. A temperatura de bulbo seco, a umidade e a intensidade e orientação da radiação solar. As temperaturas externas de projeto da TAB 4.3 correspondem à coluna da direita e ao critério de 2,5% das horas dos meses de verão. A TBU da tabela é um TBU médio experimentado nesses 2,5% das horas. 4.7 Transmissão térmica A transmissão de calor pode ser calculada como: )TU.A.(T R .A)T(T q io total io −= − = , onde: : temperatura externa, oT %5,2To → : temperatura interna, (24 a 26 °C) para refrigeração iT U: Coeficiente global de transferência de calor (W/m .K). 2 R: Resistência térmica (K.m /W) ver tabela 4.4 2 Em condição unidimensional, L K 1R = , onde L é a espessura da parede Pisos: caso haja um porão do recinto condicionado pode-se desprezar a condução de calor por essa superfície. Para piso de concreto a transferência de calor por é aproximadamente proporcional ao perímetro do piso: , F = 1,4 W/m.K para pisos não isolados. F = 0,9 para pisos isolados com isolamento de 2,5cm. )To.(TF.perímetrq iopiso −= 4.8 Cargas Térmicas de Ventilação e Infiltração A entrada do ar ambiente no recinto condicionado afeta a sua umidade e temperatura. O efeito sobre a temperatura de bulbo seco traz uma carga térmica sensível, enquanto o efeito sobre a umidade absoluta traz uma carga térmica latente. , )T.(TV1,23.q iom . is −= ).(V3000.q iom . is ωω −= : é a carga térmica sensível devido à penetração do ar externo isq : é a carga térmica latente devido à penetração do ar externo ilq : é a vazão em volume de ar externo (renovação de ar) m . V A infiltração é definida como a entrada de ar não controlado no ambiente condicionado. Ela pode ser estimada em termos do número de renovação por hora. )Tc.(Tb.VaN iorenovações −++= , onde: a, b e c são constantes dadas na tab. 4.5 V é a velocidade do vento em m/s A carga térmica resultante da infiltração pode ser calculada empregando-se as expressões anteriores para . isq e ilq Os componentes da carga térmica de uma operação de aquecimento acabaram de ser apresentados, e o livro texto apresenta um resumo do procedimento para levantar a carga térmica de aquecimento no item 4.9. 4.11 Carga térmica devido à geração de calor Durante a determinação de cargas térmicas de resfriamento, a geração interna de calor deverá ser levada em conta. Essa carga tem como origem: as luzes, equipamentos e pessoas. , onde: .FCR.fP.Fq ru= P: potencia nominal da lâmpada : é um fator de utilização dado pela fração do total da lâmpada ligada uF : é o fator de reator para lâmpadas fluorescentes ( =1,2) rf rf FCR: é o fator de carga de refrigeração (retardo) TAB. 4.6 Os equipamentos elétricos também devem ser considerados ao se estimar a geração interna de calor. Deve-se considerar a potência do equipamento e o período no qual ele permanece acionado, de maneira similar ao que foi feito com as lâmpadas. Os efeitos da radiação, da convecção e do armazenamento térmico leve nas paredes podem ser englobados empregando-se a temperatura ar-sol, que é igual à temperatura operacional do ambiente externo acrescida de um valor que leva em conta os efeitos da radiação solar. sol-ar-atemperaturt eq = Em paredes “pesadas” o uso da temperatura ar-sol acarreta um erro significativo, pois esta temperatura não inclui os efeitos do armazenamento térmico. Nesse caso, deve-se empregar uma diferença de temperatura para carga de refrigeração (DTCR) que engloba os efeitos de armazenamento térmico. Assim, tem-se: (paredes com armazenamento térmico) U.A.DTCRq parede = (paredes ultra-leves) )TU.A.(Tq oeqparede −= As TAB 4.14 e TAB 4.15 do livro texto apresentam alguns valores de DTCR, que devem ser utilizados com muito cuidado e sempre avaliando se as condições nas quais eles serão empregados são similares as condições para as quais as tabelas foram obtidas. Que constem em suas notas de rodapé. Capítulo V – Sistemas de condicionamento de ar A determinação das cargas térmicas para condicionamento de ar foi abordada no capítulo anterior, resta agora tratar dos sistemas empregados para transferir esta carga térmica para o ambiente. Estes sistemas também são responsáveis pela introdução de ar externo (renovado) no ambiente condicionado, e recebem o nome de sistemas de distribuição térmica. Geralmente, a carga térmica retirada em um sistema de distribuição térmica de médio ou grande porte é transferida para um fluido intermediário (água ou ar), que passa pelo evaporador do sistema de refrigeração (Chillei). Os sistemas de condicionamento de ar assumem diversas configurações. Os sistemas zona simples servem uma única zona onde as condições térmicas devem ser mantidas com rigor, como por exemplo em um laboratório ou em um cinema, Todavia a maior parte dos sistemas serve várias zonas sendo, portanto sistemas de múltiplas zonas. SISTEMA DE ZONAS SIMPLES Um sistema de zonas simples pode controlar com rigor umidade temperatura do ar em um ambiente. O sistema baseia-se no seguinte esquema: Ambiente condicionado: (1) Resfriador e desumidificador (serpentina) (2) Aquecedor (3) Umidificador (a) Operação em ambiente de alta temperatura e alta umidade (1) ligado, (2) ligado e (3) desligado. Estado A: 30°C, 90%, 50% recirculação, FCS = 0,2. Estado C: 25°C, 50%. Comentário I A vazão de ar insuflado que no livro é W: I . V IC Ls ICp s I . hh qq )T(Tc q m − + = − = . Obs: o ar que sai da serpentina de resfriamento sai ≅ 90%. Comentário II: o estado E é dado pela mistura entre A e C. cc . aa . ee . .hm.hm.hm += c . a . e . mmm += Estado A: critério a 2,5% Fortaleza. TBS = 32, TBU = 26 Comentário III: Situação 1 – existe um ponto de saída da serpentina que passa pela linha de relação entre cargas Suponhamos que o ar condicionado possua serpentina com o seguinte comportamento real: Temp. de entrada de água fria na serpentina Temp. de descarga do ar TBS TBU 4°C 10,7 10,5 5°C 11,6 11,5 6°C 12,5 12,4 7°C 13,6 13,2 OBS: O ponto de operação que “coincide” com a linha de relação de cargas corresponde à temperatura de água fria a 4°C, que dará um estado (I) com TBS 10,7 e TBU 10,5°C, isso levando-se em consideração FCS 75%. Ver página 176 – catálogos de serpentina de resfriamento e desumidificações comerciais. Cometário IV – Situação II – OFCS do ambiente é muito baixo, e não há serpentina capaz de fornecer um estado I que passe pela linha de relação entre cargas. Nesse caso, escolhe-se um ponto x a partir do qual o ar será aquecido com umidade absoluta constante no equipamento 2. Do estado E ao estado x o ar passa pela serpentina de resfriamento e desumidificação, que deve ser selecionada com o critério apresentado no item III. Comentário V – Os comentários anteriores referem-se ao dimensionamento do sistema em carga máxima ( máximos p/ o ambiente) e quantidade máxima de ar renovado em carga parcial, os sistemas 1, 2 e 3 devem ser controlados adequadamente para que a umidade e a temperatura do ambiente condicionado mantenha-se nas condições de projeto. sq e Lq Em carga parcial, é muito difícil colocar o ponto I sobre a linha de relação entre cargas com apenas um dos equipamentos 1, 2 e 3 ligado. Nesse caso, os dados fornecidos pelo termômetro T e pelo higrômetro H instalados no ambiente condicionado serão utilizados para corrigir constantemente a posição de I através de um processo eletrônico. SISTEMAS DE ZONAS MÚLTIPLAS Os sistemas zona simples proporciona um controle preciso das condições de umidade e temperatura do ambiente condicionado, contudo, o custo da implantação de um sistema para cada ambiente de um edifício não costuma ser viável economicamente. Nesses casos, costuma-se empregar um sistema central que serve diversas zonas, cada qual com seu próprio termostato. Uma grande variedade de arranjos de dutos, serpentinas e estratégias de controle pode ser encontrada em aplicações com múltiplas zonas, e os principais casos serão apresentados a seguir: (a) Sistemas com reaquecimento terminal Nesse tipo de sistema o ar é resfriado em uma serpentina central de modo a garantir a remoção de umidade a níveis adequados de conforto térmico, sendo em seguida reaquecido em cada zona de modo a atender cada condição específica. condensador e enviá-lo ao evaporador utilizam-se válvulas ou tubos capilares, que são dispositivos de expansão. O ciclo de compressão a vapor ideal, empregaria uma turbina como dispositivo de expansão assumindo a seguinte forma: Em um diagrama Txs esse ciclo poderia ser representado da seguinte forma: Conservação de energia: sec QQW += Para processos reversíveis: ∫= TdSQe )S.(STQ 41fe −= )S.(STQ 23qs −= )S)(ST-T(W 41qfc −= O desempenho do ciclo ideal pode ser identificado através de seu coeficiente de desempenho (COP): insumo produtoCOP = Para um ciclo de refrigeração ideal: fq f w e ideal TT T Q- Q COP − == Para um ciclo de bombeamento de calor ideal: fq q w s ideal TT T Q- Q COP − == Em uma análise análoga, pode-se notar que COP ideal é reduzido ao reduzir Tf e ao se elevar Te (maior aquecimento ambiente). Verifique-se, por exemplo, o desempenho de um ciclo de refrigeração que opere com um ambiente externo a Tq = 300K Nota-se que o rendimento ideal é reduzido ao abaixar a temperatura do evaporador. Portanto deve-se, sempre que possível, trabalhar com o evaporador a temperaturas muito baixas. Agora, considere-se um ciclo que opere com um ambiente refrigerado a 280K: Nota-se que a eficiência do ciclo ideal de bombeamento de calor cai com a elevação da temperatura do condensador. 10.16 Ciclo de compressão a vapor Em aplicações reais, não se utiliza uma turbina para se realizar a expansão do fluido que deixa o condensador, e sim um dispositivo de expansão incapaz de produzir trabalho (tubo capilar ou válvula de expansão. Antes do dispositivo de expansão, o fluido deve ser sub-resfriado até atingir o estado de líquido comprimido, para que o valor do seu título seja muito pequeno no final de sua expansão. Além disso, o condensador deve ser mantido a uma temperatura superior a do ambiente quente, para que o mesmo possa rejeitar mais calor. Analogamente o evaporador deve estar mais frio que o ambiente refrigerado, para poder receber calor. Conforme se demonstrou, essas diferenças de temperatura pioram o desempenho do ciclo e devem ser evitadas. Contudo o projeto do condensador e do evaporador também deve evitar perdas de carga associadas a longos trajetos do fluido refrigerante no interior desses sistemas, e a redução das diferenças de temperatura nos trocadores de calor assumem um compromisso em relação às perdas de carga. Obviamente, a ocorrência de perdas de carga implica em uma maior potência requerida. Para a compressão do refrigerante, reduzindo a eficiência do ciclo. A última não-idealidade do ciclo refere-se ao compressor, que no ciclo real apresenta irreversibilidades, consumindo uma maior quantidade de trabalho. A seguir será dado um exemplo da análise de um ciclo real. Um ciclo de refrigeração por compressão opera entre dois reservatórios térmicos a 20°C e 30°C, com uma pressão de 14 bar no condensador e 4,5 bar no evaporador. O fluido de trabalho é R12, que deixa o condensador a 48°C e entra no compressor como vapor saturado. O compressor é adiabático e possui uma eficiência isentrópica de 80%. O ambiente no qual o sistema opera se encontra a 30° C 1 bar. Analise o desempenho desse ciclo termodinâmico. 29,315 TT TβCOP FQ F máx =− == *Hipóteses: 1) O sistema e seus componentes operam em regime permanente; 2) Os estados 1, 2s, 2, 3 e 4 são estados de equilíbrio; g25,185kJ/k m W . COMP . = ; 21,45kJ/kg m W m W . pI . . perd . == ∑ 3,735kJ/kg m W m W m W . perd . . COMP . . mín . =−= 14,83% W Wη COMP . mín . 2 == ou 14,86%β βη máx 2 == EQUIPAMENTO % Total da Irreversibilidade Condensador 51,42%( transf. de calor e perda de carga) Compressor 20,75% (Escoamento, atrito, etc...) Evaporador 14,92% (Transf. de calor e perda de carga) Válvula 12,91% (escoamento, expansão não resistida) Solução: Diminuir a pressão do condensador. Projete um sistema de condicionador de ar para a sala 1030 empregando um equipamento cujo comportamento da serpentina seja similar o da serpentina de expansão direta para R22 da companhia Trane (ver tabela 8.1 do livro texto). A determinação da carga térmica da sala foi realizada pelo aluno Irandé Lopes da Silva. Dados: Ambiente externo Fortaleza → 5,2 TBS = 32ºC; TBU = 26ºC (A) ; 80,5kJ/kgah A = /kga889m,0v 3 A = kgs/kga0189,0A =ω Ambiente condicionado: TBS = 25ºC %50=φ ; 50,5kJ/kgah c = /kgam859,0v 3 c = kgs/kga01,0c =ω Opção I – Split sem renovação de ar. térmicacarga 15,7L/sv %98,93fcs kW70,0q 10,92kWq inf . L . s . ⎪ ⎪ ⎪ ⎭ ⎪⎪ ⎪ ⎬ ⎫ = = = = © Hipóteses: (1) Sala possui propriedades termodinâmicas uniformes; (2) Operação em regime permanente; (a) Vazão de ar recirculado no split, temperatura do refrigerante na serpentina e arranjo da serpentina O estado do ar insuflado I e a vazão no split: Ic Ls I . hh qq m + + = (1) conservação de energia para v.c1. Além disso, o estado I deve estar sobre a linha de relação entre cargas: Traçar a linha de relação entre cargas na carta: cp cp hh )TBS1.(TBS fcs − − = com arbitrário de 20º tem-se: pTBS 50,5-h )251.(200,9398 p − = , logo P = P(TBS = 20ºC h = 45,18) Ponto I→TBS = 14,6ºC; TBU = 14ºC (3m/s de velocidade frontal, 4 fileiras e 1,7ºC de temperatura do refrigerante). ; 39,2kJ/kgah I = kgs/kga00975,0I =ω ; /kgm828,0v 3 I = na equação 1: 39,2kJ/kga50,5kJ/kga 0,7kW10,92kWmI . − + = 1,028kga/smI . = /s0,883mmvV 3c . cc . == ; serpcc . AvV → = 3m/s /s0,883mA 3 serp = 2serp 0,294mA = (b) Capacidade de Refrigeração Balanço térmico na serpentina: serpILSw . IcI . Q)TBU.(T.hm)h(hm ==−+= )(mm IcI . w . ωω −= kg/s2,57.10/kga)0,00975kgsga(0,01kgs/k1,028kga/sm 4-w . =−= 11,6kW.58,752,57.1039,2)51,028.(50,Q 4serp . =−−+= − , 2 split de 20000 Btu Btu/h 39590Qserp . = Opção II – Sistema zona simples com 3,5 L/s de ar renovado por pessoa. A carga térmica permanece inalterada nesse caso, pois os 3,5 L/s.pessoa passam por dentro do sistema de condicionamento e não constituem sem a infiltração (fato que ocorreria com ventiladores!). térmicacarga 178,5L/sv 15,7L/sv %98,93fcs kW70,0q 10,92kWq renovação . inf . L . s . ⎪ ⎪ ⎪ ⎪ ⎭ ⎪ ⎪ ⎪ ⎪ ⎬ ⎫ = = = = = © Por simplicidade, será admitido que o comportamento da serpentina é o mesmo do exercício anterior ao se aplicar ar no estado (e) em sua entrada. Obviamente, deve-se solicitar ao fabricante dados correspondentes à operação com a entrada de ar no estado (e) e re-projetar o sistema. Contudo com a hipótese anterior, tem-se o mesmo estado de insuflamento I e o mesmo fluxo de massa , pois nesse caso a aplicação da Equação (1) e do catálogo do fabricante levariam a resultados idênticos para , e . I . m I . m ITBS ITBU Balanço de Energia para o processo de mistura no ponto O: (mistura adiabática). eI . crecirc . arenov . .hm.hm.hm =+ renov . I . recirc . mmm −=