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LUIZ CARLOS MARTINELLI JÚNIOR
SISTEMA DE AR CONDICIONADO
POR ABSORÇÃO PARA ÔNIBUS
Tese apresentada à Faculdade de
Engenharia do Campus de Guaratinguetá,
Universidade Estadual Paulista, para a
obtenção do título de Doutor em
Engenharia Mecânica na área de
Transmissão e Conversão de Energia.
Orientador: Prof. Dr. José Luz Silveira
Guaratinguetá
2008
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M385s
Martinelli Júnior, Luiz Carlos
Sistema de ar condicionado por absorção para ônibus /
Luiz Carlos Martinelli Júnior.- Guaratinguetá : [s.n.], 2008
192 f.: il.
Bibliografia: f. 165-173
Inclui apêndice
Tese (Doutorado) – Universidade Estadual Paulista,
Faculdade de Engenharia de Guaratinguetá, 2008
Orientador: Prof. Dr. José Luz Silveira
1. Ar condicionado I. Título
CDU 628.84
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DADOS CURRICULARES
LUIZ CARLOS MARTINELLI JÚNIOR
NASCIMENTO 06/03/1968 – LORENA/SP
FILIAÇÃO Luiz Carlos Martinelli
Maria Onofra dos Santos Martinelli
FORMAÇÃO
1992/1994 Curso de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, ênfase em Conversão
de Energia, nível de mestrado, Universidade Federal de Itajubá, UNIFEI, Itajubá.
1986/1992 Curso de Graduação em Engenharia Mecânica pela Universidade Federal
de Itajubá, UNIFEI, Itajubá, 1992.
Trabalhos Publicados:
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; SILVEIRA, J. L. Thermodynamic Analysis of a
Vehicular Air Conditioning System Employing a LiBr – H
2
O Absorption Machine.
International Journal of Refrigeration (in press), 2008.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; SILVEIRA, J. L. Análise Termodinâmica de
Sistema de Ar Condicionado Veicular Utilizando Refrigeração por Absorção com
LiBr-H2O. In: CIAR - Congreso Iberoamericano de Aire Acondicionado, Calefacción
y Ventilacción, 2005, Montevideo. Anais do Congreso Iberoamericano de Aire
Acondicionado, Calefacción y Ventilacción, 2005.
SILVEIRA, J. L.; NAPOLEAO, D. A. S.; MARTINELLI JÚNIOR, L. C. Análise
Termodinâmica de um Sistema de Refrigeração por Absorção Comercialmente
Disponível. In: CIAR - Congreso Iberoamericano de Aire Acondicionado, Calefacción
y Ventilacción, 2005, Montevideo. Anais do Congreso Iberoamericano de Aire
Acondicionado, Calefacción y Ventilacción, 2005.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; SILVEIRA, J. L. Análise Termodinâmica de um
Sistema de Refrigeração por Absorção Utilizando Mistura LiBr - H
2
O para um
Silo para Armazenamento de Grãos. In: First International Congress University-
Industy Cooperation, 2005, Ubatuba. Anais do First International Congress University-
Industy Cooperation. Ubatuba, 2005.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; KUHN, J. M. B. Cálculo da Carga Térmica para
um Silo de Armazenamento de Grãos. In: Mercofrio 2004, 2004, Curitiba.
Mercofrio IV - Feira e Congresso de Ar Condicionado, Refrigeração, Aquecimento e
Ventilação do Mercosul, 2004.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; KUHN, J. M. B. Dimensionamento de um Sistema
de Refrigeração para um Silo de Armazenamento de Grãos. In: Mercofrio 2004,
2004, Curitiba. Mercofrio 2004 - Feira e Congresso de Ar Condicionado,
Refrigeração, Aquecimento e Ventilação do Mercosul, 2004.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; SILVEIRA, J. L. Análise Preliminar de Sistema de
Ar Condicionado Veicular Utilizando Máquina de Absorção LiBr-H
2
O. In:
ENCIT 2004 - Encontro Nacional de Ciências Térmicas, 2004, Rio de Janeiro. Anais
do ENCIT - 2004, 2004
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; SILVEIRA, J. L. Preliminary Analysis of
Automotive Air Conditioned Systems Using LiBr - H
2
O. In: International Scientific
Conference of Mechanical Engineering, 2004, Santa Clara. Proceedings of COMEC
2004. Santa Clara : Universidad Central Marta Abreu de La Villhas, 2004.
BONI, A. L.; KRIOUKOV, V. G.; MARTINELLI JÚNIOR, L. C. Trocador de Calor
Ar-Solo: Modelagem das Características de Resfriamento. In: Mercofrio 2002,
2002, Florianópolis. Anais do Mercofrio 2002, 2002.
BONI, A. L.; KRIOUKOV, V. G.; MARTINELLI JÚNIOR, L. C. Modelagem
Matemática de um Trocador de Calor Não-Estacionário Ar-Solo. In: ERMAC -
Encontro Regional da Matemática Aplicada e Computacional, 2002, Porto Alegre.
Anais do ERMAC - Encontro Regional da Matemática Aplicada e Computacional,
2002.
BONI, A. L.; KRIOUKOV, V. G.; MARTINELLI JÚNIOR, L. C. Modelagem
Matemática da Transferência de Calor num Trocador Não Estacionário Ar+Solo.
In: IX ENCIT - Congresso Brasileiro de Engenharia e Ciências Térmicas, 2002,
Florianópolis. CD-ROM - Paper CIT02-0154, 2002.
BONI, A. L.; KRIOUKOV, V. G.; MARTINELLI JÚNIOR, L. C. Modelagem
Matemática da Transferência de Calor num Trocador Não Estacionário Ar+Solo.
In: CNMAC - Congresso Nacional da Matemática Aplicada e Computacional, 2002,
Nova Friburgo. Anais do CNMAC - Congresso Nacional da Matemática Aplicada e
Computacional, 2002.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; BORTOLAIA, L. A.; PINTO, M. L. C.; KRIOUKOV,
V. G. Estudo da Relação entre Temperatura Ambiente e Temperaturas do Solo
em Diferentes Profundidades (Sistema de Climatização de Baixo Custo -
Trocador de Calor em Subsuperfície). In: Mercofrio 2000, 2000, Porto Alegre.
ENCIT 2000 / MERCOFRIO 2000, 2000.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; ALMEIDA, M. S. V. Desenvolvimento de um
Software Numérico para Simulação de Escoamentos Tridimensionais usando o
Método de Volumes Finitos. In: XV Congresso Ibero Latino-Americano sobre
Métodos Computacionais para Engenharia, 1994, Belo Horizonte. Anais do XV
CILANCE. BELO HORIZONTE : Centro Audiuvisual UFMG, 1994. v. 01. p. 404-
413.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C.; ALMEIDA, M. S. V. Desenvolvimento de um
Software Numérico para Simulação de Escoamentos Tridimensionais usando o
Método de Volumes Finitos. In: IX Congresso Nacional de Pós-Graduandos, 1994,
São Carlos. Anais IX Congresso Nacional de Pós-Graduandos. São Carlos:
Departamento de Produção Gráfica - UFSCar, 1994. v. 01. p. 78-80.
Atividades Profissionais
UNIJUÍ – Universidade Regional do Noroeste do Estado do Rio Grande do Sul
Função: Professor Assistente
Período: desde agosto/1994
DEDICATÓRIA
À minha família, minha vida.
AGRADECIMENTOS
Agradeço a Deus infinitamente bom, que o teu nome seja abençoado pelos
benefícios que me concedestes. Eu seria indigno de vossa bondade, se os atribuísse ao
acaso ou aos meus próprios méritos.
Ao Prof. Dr. José Luz Silveira pela sua orientação durante estes anos,
incentivando meu aperfeiçoamento profissional.
APOIO FINANCEIRO
Este trabalho contou com apoio da UNIJUI – Universidade Regional do Noroeste do
Estado do Rio Grande do Sul.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C. Sistema de Ar Condicionado por Absorção para
Ônibus. Guaratinguetá, 2008. Tese (Doutorado em Engenharia Mecânica) - Faculdade
de Engenharia – Campus de Guaratinguetá, Universidade Estadual Paulista.
RESUMO
Máquinas de absorção são dispositivos que produzem frio ou calor útil utilizando
como fonte principal o calor residual de processos ou da queima de combustíveis
diversos. Estes sistemas de refrigeração podem ser recomendados para aplicações em
sistemas de condicionamento de ar de ônibus e caminhões, onde o espaço disponível
para a instalação do mesmo é pequeno. Neste trabalho efetua-se o balanço exergético
de uma máquina de absorção que utiliza o calor dos gases de exaustão de um motor de
combustão interna (diesel) como fonte de energia. Este sistema é aplicado como ar
condicionado veicular alternativo. O cálculo baseia-se em sistema aplicado a um
ônibus, onde há um grande fluxo de gases de exaustão a elevadas temperaturas.
Conclui-se que o calor residual liberado pelo ônibus é suficiente para acionar o sistema
de ar condicionado alternativo, e que em termos exergéticos as maiores
irreversibilidades estão associadas ao gerador (desorbedor), indicando de certo modo a
necessidade de efetuar melhorias neste componente do sistema de absorção.
Finalmente a Análise da Eficiência Ecológica é aplicada, considerando o sistema
alternativo para um ônibus com motor Mercedez-Benz. A utilização do mesmo
possibilita, além de uma visível economia de combustível, a melhoria da eficiência
global e ecológica.
PALAVRAS CHAVE: condicionador de ar, sistemas de absorção, exergia, ônibus.
MARTINELLI JÚNIOR, L. C. Absorption Air Conditioning System to Buses.
Guaratinguetá, 2008. Tese (Doutorado em Engenharia Mecânica) - Faculdade de
Engenharia – Campus de Guaratinguetá, Universidade Estadual Paulista.
ABSTRACT
Absorption machines are devices that produce useful cold or heat using the residual
heat of systems or combustion of several fuels. These absorption refrigeration systems
can be recommended for applications in air conditioning systems of buses and trucks,
which have a restricted space available for their installation. This work presents the
energetic and exergetic balances of an absorption machine that uses the exhaust gases
of an internal combustion engine (diesel) as source of energy. Such system is applied
as an alternative vehicular air conditioner. The calculation is based on a bus-installed
system where a high flow of exhaust gases at high temperatures is produced. It is
concluded that the residual heat released by the bus is sufficient to activate the
alternative air conditioning system, and that the largest irreversibilities in exergetic
terms are associated to the generator (desorber), indicating somewhat the need to
accomplish several improvements in this component of the absorption system. Finally
the Ecological Efficiency Analysis are applied considering the alternative system to a
bus with a Mercedez-Benz Engine. Using that engine enable an economy of
combustion and a global and ecological efficiency better.
KEYWORDS: air conditioner, absorption system, exergy, bus.
LISTA DE FIGURAS
Figura 1 – O Dispositivo de Absorção e Refrigeração a Vácuo de John Leslie. ..... 29
Figura 2 – A Máquina de Refrigeração de Ferdinand Carré.................................... 29
Figura 3 – Dispositivo de Refrigeração Icy-ball. ..................................................... 30
Figura 4 – Dispositivo de Refrigeração Superflex................................................... 31
Figura 5 – Esquema de Funcionamento do SRC Comercial Utilizado em Ônibus.. 37
Figura 6 – Conjunto Evaporador (1) e Condensador (2).......................................... 38
Figura 7 – Módulo Evaporador - Admissão de Ar Externo (1), Base de Fibra (2) e
Tampas (3)............................................................................................ 39
Figura 8 – Módulo Condensador.............................................................................. 40
Figura 9 – Diagrama dos Principais Componentes do SRC em um Veículo........... 40
Figura 10 – Esquema de Ciclo de Absorção de Simples Efeito............................... 43
Figura 11 – Apresentação dos Pontos de Estudo no Ciclo de Absorção de Simples
Efeito..................................................................................................... 44
Figura 12 – Esquema de Ciclo de Absorção de Duplo Efeito.................................. 46
Figura 13 – Gráfico de Duhring do Ciclo de Absorção de LiBr-H
2
O...................... 47
Figura 14 – Esquema de Absorção de LiBr.............................................................. 48
Figura 15 – Esquema de Instalação do Sistema de Absorção para Ônibus.............. 49
Figura 16 – Diagrama de Fase da Água. .................................................................. 52
Figura 17 – Diagrama de Mollier para R-718. ......................................................... 53
Figura 18 – Estrutura molecular do LiBr. ................................................................54
Figura 19 – Diagrama de Fase do LiBr Aquoso....................................................... 60
Figura 20 – Cargas Térmicas que agem no Ônibus.................................................. 73
Figura 21 – Balanço Térmico para Cálculo da TSE................................................. 75
Figura 22 – Principais Medidas do Ônibus Modelo 0371-RSD............................... 81
Figura 23 – Diagrama de Sankey para um Motor a Combustão Interna.................. 85
Figura 24 – Esquema do Sistema de Refrigeração................................................... 86
Figura 25 – Consumo Medido de Combustível........................................................ 87
Figura 26 – Temperatura dos Gases de Exaustão..................................................... 87
Figura 27 – Potência de Eixo.................................................................................... 88
Figura 28 – Energia Disponível no Gerador. ........................................................... 90
Figura 29 – Capacidade de Refrigeração.................................................................. 90
Figura 30 – Consumo Específico de Diesel x Rotação do Motor para Categoria
Ônibus................................................................................................... 92
Figura 31 – Consumo Específico de Diesel x Rotação. ........................................... 93
Figura 32 – Potência de Eixo x Rotação. .................................................................93
Figura 33 – Vazão de Gás de Exaustão.................................................................... 94
Figura 34 – Composição dos Gases de Exaustão de Motores Diesel em Frações
Molares em Base Seca em Função da Relação Combustível-Ar
Equivalente. .......................................................................................... 97
Figura 35 – Calor Específico a Pressão Constante Médio dos Gases de Exaustão em
Função da Temperatura. ....................................................................... 98
Figura 36 – Energia Disponível no Gerador x Rotação. .......................................... 99
Figura 37 – Energia Disponível no Gerador x Rotação considerando COP = 0,7... 99
Figura 38 – Pontos de Estudo no Ciclo de Absorção de Simples Efeito. .............. 101
Figura 39 – Diagrama de Grassman....................................................................... 122
Figura 40 – Gráfico de Duhring do Ciclo de Absorção de LiBr-H
2
O.................... 123
Figura 41 – Diagrama Pressão x Entalpia do Refrigerante R-718 (água/vapor).... 124
Figura 42 – Componentes dos Gases de Exaustão................................................. 126
Figura 43 – Conteúdo de Carbono no Combustível versus Emissão de CO
2
. .......135
Figura 44 – Emissões de NO
x
versus carga para um MCI diesel........................... 136
Figura 45 – Influência do Conteúdo de Enxofre na Emissão de SO
2
..................... 137
Figura 46 – Variação da Eficiência de Combustão em função da Relação Combustível-
Ar Equivalente.................................................................................... 139
Figura 47 – Diagrama de Sankey de um MCI Interligado a um Sistema de
Refrigeração por Compressão de Vapor (SRC).................................. 140
Figura 48 – Potência Líquida x Rotação ................................................................ 141
Figura 49 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz M 366 LA....... 142
Figura 50 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz OM 457 LA.... 143
Figura 51 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz OM 904 LA.... 143
Figura 52 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz OM 906 LA.... 144
Figura 53 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz OM 924 LA.... 144
Figura 54 – Consumo Adicional de Combustível. ................................................. 145
Figura 55 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz M 366 LA.... 146
Figura 56 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz OM 457 LA. 147
Figura 57 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz OM 904 LA. 147
Figura 58 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz OM 906 LA. 148
Figura 59 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz OM 924 LA. 148
Figura 60 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz M 366 LA. ........... 150
Figura 61 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 457 LA. ........151
Figura 62 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 904 LA. ........151
Figura 63 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 906 LA. ........152
Figura 64 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 924 LA. ........152
Figura 65 – Diagrama de Sankey de um MCI Interligado a um Sistema de
Refrigeração por Absorção (SRA)...................................................... 154
Figura 66 – Temperatura dos Gases de Exaustão, Faixa de Operação Ótima. ......155
Figura 67 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz M 366 LA. ........... 156
Figura 68 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 457 LA. ........156
Figura 69 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 904 LA. ........157
Figura 70 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 906 LA. ........157
Figura 71 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 924 LA. ........158
Figura 72 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz M 366 LA para motor
livre, com SRC e SRA........................................................................ 159
Figura 73 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 457 LA para motor
livre, com SRC e SRA........................................................................ 159
Figura 74 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 904 LA para motor
livre, com SRC e SRA........................................................................ 160
Figura 75 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 906 LA para motor
livre, com SRC e SRA........................................................................ 160
Figura 76 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 924 LA para motor
livre, com SRC e SRA........................................................................ 161
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 – Propriedades de Fluidos Refrigerantes de SRC...................................... 42
Tabela 2 – Estado e Fluido de Trabalho em relação à Figura 11............................. 44
Tabela 3 – Pares Refrigerante-Absorvente............................................................... 50
Tabela 4 – Comparação entre os Pares Amônia-Água e Água-Brometo de Lítio. .. 51
Tabela 5 – Propriedades Físicas do Brometo de Lítio.............................................. 55
Tabela 6 – Coeficientes para Determinação da Temperatura de Orvalho................ 55
Tabela 7 – Coeficientes para Determinação da Entalpia.......................................... 57
Tabela 8 – Coeficientes para Determinação da Entropia. ........................................ 58
Tabela 9 – Temperatura do Absorvedor e Limites de Concentração para Evitar a
Cristalização.......................................................................................... 62
Tabela 10 – Inibidores de Cristalização para LiBr................................................... 63
Tabela 11 – Resultados de Carga Térmica para Cabine de Caminhão, Cabine Simples.
............................................................................................................... 72
Tabela 12 – Ganhos de Calor para Ensaio em Túnel de Vento para um Veículo
Compacto.............................................................................................. 74
Tabela 13 – Carga Térmica do Equipamento........................................................... 74
Tabela 14 – Comparação da Transmissão, Reflexão e Absorção da Radiação Solar
Visível................................................................................................... 77
Tabela 15 – Resultados de Simulação de Carga Térmica em Ônibus...................... 81
Tabela 16 – Composição das Superfícies do Ônibus. .............................................. 82
Tabela 17 – Capacidades Térmicas de Equipamentos de Ar-Condicionado para
Ônibus................................................................................................... 82
Tabela 18 – Percentual do Poder Calorífico do Combustível para Motores
Automotivos a Máxima Potência.......................................................... 84
Tabela 19 – Pressão e Temperatura do Sistema de Absorção.................................. 89
Tabela 20 – Consumo Específico Mínimo por Categoria de Veículos de Transporte
Rodoviário. ........................................................................................... 91
Tabela 21 – Emissões de Motores Diesel................................................................. 95
Tabela 22 – Composição Média dos Gases de Exaustão. ........................................ 96
Tabela 23 – Parâmetros de Projeto para o Sistema de Absorção de Simples Efeito de
LiBr-H
2
O............................................................................................. 100
Tabela 24 – Parâmetros de Projeto para Componentes do Sistema....................... 101
Tabela 25 – Parâmetros Básicos do Evaporador.................................................... 113
Tabela 26 – Parâmetros Básicos do Absorvedor.................................................... 114
Tabela 27 – Parâmetros Básicos do Trocador de Calor Água-Ar, Fluxo Cruzado.116
Tabela 28 – Fluxo de Energia dos Principais Componentes do Sistema. .............. 120
Tabela 29 – Valores do Balanço Energético e Exergético..................................... 121
Tabela 30 – Balanço Exergético dos Componentes do Sistema ............................ 122
Tabela 31 – Capacidades Térmicas de Equipamentos de Ar-Condicionado para
Ônibus................................................................................................. 125
Tabela 32 – Concentração Máxima Admissível para Gases no Ambiente de Trabalho.
............................................................................................................. 127
Tabela 33 – Efeito de Gases Nocivos..................................................................... 127
Tabela 34 – Padrões de Qualidade do Ar para 01 hora.......................................... 128
Tabela 35 – Características Ambientais para Combustíveis Referenciais............. 131
Tabela 36 – Concentração dos Componentes dos Gases de Exaustão................... 138
Tabela 37 – Valores dos Índices Ambientais para um MCI Diesel. ...................... 138
Tabela 38 – Média do Rendimento Global em Função das Potências de Eixo e de Eixo
Líquida................................................................................................ 145
Tabela 39 – Consumo Adicional Médio de Combustível. ..................................... 146
Tabela 40 – Consumo Médio de Combustível, Sem e Com SRC.......................... 149
Tabela 41 – Concentração dos Componentes dos Gases de Exaustão para MCI com
SRC..................................................................................................... 149
Tabela 42 – Valores dos Indicadores de Poluição para um MCI Diesel com SRC.150
Tabela 43 – Eficiência Ecológica em Função das Potências Médias de Eixo e de Eixo
Líquida................................................................................................ 153
Tabela 44 – Eficiência Ecológica Média................................................................ 158
LISTA DE SÍMBOLOS
A Área [m²]
A/C Relação Ar-Combustível [-]
C/A Relação Combustível-Ar [-]
c
p
Calor específico a pressão constante [kW/kg.K]
(CO
2
)
e
Dióxido de Carbono Equivalente [kg/kg
comb
]
COP Coeficiente de Desempenho [-]
car
E
/
&
Fluxo de energia da mistura ar-combustível [kW]
e
E
&
Fluxo de energia pelos gases de exaustão [kW]
ice
E
,
&
Fluxo de energia por combustão incompleta [kW]
ase
E
,,
&
Fluxo de energia sensível para a atmosfera [kW]
ce
E
,
&
Fluxo de energia cinética na exaustão [kW]
Eff Efetividade [-]
ex Exergia específica [kJ/kg]
h Entalpia específica [kJ/kg]
I Irreversibilidade [kW]
j
c
Fator j de Colburn [-]
m
&
Vazão mássica [kg/s]
(MP)
e
Material Particulado Equivalente [kg/kg
comb
]
M
CO2
Emissão de CO
2
[kg
CO2
/kg
comb
]
M
NOx
Emissão de NO
x
[kg
NOx
/kg
comb
]
M
SO2
Emissão de SO
2
[kg
SO2
/kg
comb
]
M
MP
Emissão de MP [kg
MP
/kg
comb
]
N Massa molecular do Diesel [-]
(NO
x
)
e
Óxido de Nitrogênio Equivalente [kg/kg
comb
]
NUT Número de unidades de transferência [-]
P
e
Potência [kW]
P
eliq
Potência Líquida [kW]
P
i
Potência Indicada [kW]
P
a,p
Potência de atrito do pistão [kW]
P
a,t
Potência de atrito total [kW]
PCI Poder Calorífico Inferior do Combustível [MJ/kg]
Pr Número de Prandtl [-]
atm
Q
&
Radiação atmosférica absorvida [kW]
ec
Q
,
&
Fluxo de calor para o líquido de arrefecimento [kW]
comb
Q
&
Fluxo de energia do combustível [kW]
conv
Q
&
Fluxo de energia perdida por convecção [kW]
rad
Q
&
Fluxo de energia perdida por radiação [kW]
suprad
Q
&
Radiação da superfície emitida
[kW]
refr
Q
&
Taxa de rejeição de calor para o líquido arrefecimento [kW]
re
Q
,
&
Perda de calor por radiação do sistema de exaustão [kW]
misc
Q
&
Soma dos fluxos e transferências das energias remanescentes [kW]
par
Q
&
Transferência de calor pela câmara de combustão [kW]
solar
Q
&
Radiação solar total absorvida [kW]
terra
Q
&
Radiação absorvida provinda da terra
[kW]
vid
Q
&
Condução através da parede ou vidro
[kW]
R Constante do Gás [kJ/kg.K]
s Entropia específica [kJ/kg.K]
(SO
2
)
e
Dióxido de Enxofre Equivalente [kg/kg
comb
]
St Número de Stanton [-]
T Temperatura [ºC]
TD Temperatura de orvalho [ºC]
U Coeficiente Global de Transferência de Calor [kW/m².K]
W
&
Potência [kW]
X Concentração de LiBr [%]
SÍMBOLOS GREGOS
α
Excesso de ar normalizado [-]
∆
Variação [-]
ε
x
Eficiência Exergética [-]
ε
Eficiência Ecológica [-]
η
a
Eficiência da Aleta [-]
η
c
Eficiência da combustão [-]
η
g
Rendimento Global [-]
η
o,q
Eficiência global da superfície aletada [-]
ρ
Massa específica [kg/m³]
ψ
Eficiência
de Bosjnakovic
[-]
φ
Relação combustível-ar equivalente
[-]
Π
g
Indicador de Poluição [kg/MJ]
SOBRESCRITOS/SUBSCRITOS
0 Referência
1,2,3 Solução Fraca
4,5,6 Solução Forte
7,8,9,10 Refrigerante (Água)
11,12 Gases de Exaustão
13,14 Água de Resfriamento Absorvedor
15,16 Água de Resfriamento Condensador
17,18 Ar Evaporador
a Absorvedor
al Aleta
c Condensador
e Evaporador
ex Exaustão
ext Externa
f Combustível (fuel)
g Gerador
g1 Gerador 1º estágio
g2 Gerador 2º estágio
hx Trocador de Calor da Solução
int Interna
p Parede
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS
ASHRAE - American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning
Engineers
EERE - Energy Efficiency and Renewable Energy
EPA - Environmental Protection Agency
GWP - Global Warming Potential
IAPWS - International Association for the Properties of Water and Steam
MBB - Mercedez-Benz do Brasil
MCI - Motor de Combustão Interna
MCT - Ministério da Ciência e Tecnologia
NIST - National Institute of Standards and Technology
ODP - Ozone Depletion Potential
SRC - Sistema de Refrigeração por Compressão de Vapor
SRA - Sistema de Refrigeração por Absorção
WHO - World Health Organization
SUMÁRIO
FOLHA DE ROSTO..................................................................................................... 1
FOLHA DE APROVAÇÃO......................................................................................... 2
DADOS CURRICULARES..........................................................................................3
DEDICATÓRIA ............................................................................................................7
AGRADECIMENTOS..................................................................................................8
APOIO FINANCEIRO .................................................................................................9
RESUMO......................................................................................................................10
ABSTRACT .................................................................................................................11
LISTA DE FIGURAS..................................................................................................12
LISTA DE TABELAS.................................................................................................15
LISTA DE SÍMBOLOS ..............................................................................................17
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS................................................................21
SUMÁRIO....................................................................................................................22
CAPÍTULO 1 INTRODUÇÃO..................................................................................25
1.1
G
ENERALIDADES
......................................................................................................25
1.2
O
BJETIVOS DO
T
RABALHO
.......................................................................................26
1.3
E
STADO DA
A
RTE
/R
EVISÃO
B
IBLIOGRÁFICA
...........................................................28
1.4
E
STRUTURA DA
T
ESE
...............................................................................................31
CAPÍTULO 2 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO.................................................36
2.1
R
EFRIGERAÇÃO POR
C
OMPRESSÃO DE
V
APOR
.........................................................36
2.2
R
EFRIGERAÇÃO POR
A
BSORÇÃO
..............................................................................42
2.2.1 Propriedades do Fluido de Trabalho...................................................................49
2.2.2 Propriedades Termodinâmicas do par Água - Brometo de Lítio.........................51
2.2.3 Cristalização.........................................................................................................59
2.2.4 Materiais Compatíveis e Corrosão ......................................................................65
2.2.5 Vácuo Requerido ..................................................................................................66
2.2.6 Controle Operacional do Sistema........................................................................67
CAPÍTULO 3 CARGA TÉRMICA...........................................................................68
3.1
E
STADO DA
A
RTE
.....................................................................................................68
3.2
D
ESCRIÇÃO DAS
C
ARGAS
T
ÉRMICAS
.......................................................................74
3.3
C
ONDIÇÕES
A
DOTADAS NO
T
RABALHO
...................................................................80
3.4
B
ENCHMARK
............................................................................................................82
CAPÍTULO 4 MODELAGEM TERMODINÂMICA.............................................84
4.1
B
ALANÇO DE
E
NERGIA DO
M
OTOR DE
C
OMBUSTÃO
I
NTERNA
................................84
4.1.1 Motor Otto............................................................................................................84
4.1.2 Motor Diesel.........................................................................................................91
4.2
H
IPÓTESES DE
D
IMENSIONAMENTO
B
ÁSICO
..........................................................100
4.3
A
NÁLISE
E
NERGÉTICA
...........................................................................................101
4.3.1 Análise do Evaporador.......................................................................................101
4.3.2 Análise do Absorvedor .......................................................................................102
4.3.3 Análise do Trocador de Calor da Solução.........................................................103
4.3.4 Análise do Gerador ............................................................................................104
4.3.5 Análise do Condensador.....................................................................................105
4.3.6 Coeficiente de Desempenho (COP)....................................................................105
4.4
A
NÁLISE
E
XERGÉTICA
...........................................................................................105
4.5
D
IMENSIONAMENTO
B
ÁSICO DOS
C
OMPONENTES
.................................................110
4.5.1 Parâmetros Básicos do Evaporador ..................................................................111
4.5.2 Parâmetros Básicos do Absorvedor...................................................................113
4.5.3 Parâmetros Básicos do Trocador de Calor Água-Ar.........................................114
4.5.4 Parâmetros Básicos do Gerador........................................................................116
4.5.5 Parâmetros Básicos do Condensador................................................................118
4.5.5 Parâmetros Básicos do Trocador de Calor da Solução.....................................119
4.6
R
ESULTADOS
..........................................................................................................119
4.7
B
ENCHMARK
..........................................................................................................125
CAPÍTULO 5 EFICIÊNCIA ECOLÓGICA..........................................................126
5.1
–
A
NÁLISE DE UM
M
OTOR DE
C
OMBUSTÃO
I
NTERNA
D
IESEL
...............................131
5.5.1 Cálculo das Emissões no Processo de Combustão do Diesel............................134
5.2
–
A
NÁLISE DE
M
OTOR
D
IESEL E
S
ISTEMA DE
R
EFRIGERAÇÃO POR
C
OMPRESSÃO
140
5.3
–
A
NÁLISE DE
M
OTOR
D
IESEL E
S
ISTEMA DE
R
EFRIGERAÇÃO POR
A
BSORÇÃO
....153
CAPÍTULO 6 CONCLUSÕES E RECOMENDAÇÕES......................................162
REFERÊNCIAS ........................................................................................................165
APENDICE A - PROGRAMA COMPUTACIONAL ASHRAE .........................174
APENDICE B - PROGRAMA COMPUTACIONAL SRA ..................................177
ANEXO - DADOS E CURVAS DE DESEMPENHO DOS MOTORES.............188
25
CAPÍTULO 1 INTRODUÇÃO
1.1 Generalidades
Atualmente, indicando uma tendência mundial, nota-se que os usuários de
veículos automotivos estão cada vez mais preocupados com aspectos referentes ao
conforto interno do que aos de desempenho veicular. Para atender estas exigências, a
indústria automobilística tem desenvolvido sistemas de climatização que propiciem
níveis de conforto adequados. Na indústria de veículos pesados, ônibus e caminhões, e
de equipamentos agrícolas, o conforto térmico torna-se uma necessidade devido à
competição em um mercado muito disputado. Mas, em ambos os nichos três fatores
predominam: a limitação de espaço disponível para instalação, funcionamento dos
equipamentos e a necessidade de redução do consumo energético.
Devido à evolução do mercado, veículos mais aerodinâmicos e de visual
moderno, mais silenciosos e confortáveis tem sido projetados e desenvolvidos. Estes
veículos devem fornecer o máximo de espaço interno aos usuários sem aumentar suas
principais dimensões externas. Assim, o compartimento do motor torna-se cada vez
menor. Como conseqüência seus componentes tornam-se mais compactos. Ao
mesmo tempo, os baixos níveis de consumo do veículo, exigidos pela situação
econômica atual, tem causado restrições quanto ao uso de opcionais de alto consumo
energético, exigindo dos fabricantes projetos mais criteriosos, utilizando-se controles
eletrônicos e componentes melhor dimensionados.
Uma opção a esses equipamentos é o aproveitamento da energia não utilizada no
processo de combustão, ou seja, a energia liberada junto com os gases da combustão.
Todos os veículos movidos por um motor de combustão interna possuem
necessariamente um duto de escapamento através do qual escoam estes gases quentes;
os mesmos são jogados na atmosfera passando antes por um sistema catalisador, que
diminui a poluição, mas não reaproveita a energia dos gases.
26
Esses sistemas operam segundo as Leis Termodinâmicas que demonstram a
existência de perdas, ou seja, a energia então não é totalmente transportada e/ou
utilizada, pois nem todo trabalho está disponível.
O trabalho ocorre através de saltos energéticos e é considerado máximo quando
uma determinada forma de energia retorna de seu estado inicial até um estado
referencial. Para se determinar esse salto energético, toma-se como referência
parâmetros ambientais como a temperatura e a pressão. Sistemas em um mesmo
estado energético trocam energia de forma igualitária, mantendo-se constantes. Ao
máximo trabalho disponível, então, dá-se o nome de exergia.
Para um sistema que opera acima da temperatura de referência, pode-se ainda
dizer que exergia é a parte útil da energia que pode ser transformada em outra forma
de energia.
Motores de combustão interna, trabalhando em um ciclo termodinâmico,
utilizam a energia química do combustível para gerar trabalho. Mas para isso,
trabalham com temperaturas muito elevadas, acima da temperatura referencial
normalmente adotada (ambiente). Os gases resultantes da combustão são exauridos
ainda em altas temperaturas possibilitando a sua utilização em outros sistemas, como o
de refrigeração por absorção, para retirar calor do interior de um veículo gerando
conforto térmico sem uma perda considerável de energia/potência do motor,
aumentando o desempenho do sistema e ainda possibilitando a redução de emissão de
poluentes.
1.2 Objetivos do Trabalho
O setor de transporte é um dos maiores responsáveis pela emissão de poluentes
na atmosfera, uma vez que depende da queima de um combustível derivado do
petróleo. No Brasil, como na grande maioria de países, o petróleo se mantém na
liderança entre as fontes de energia neste setor.
Devido ao aumento da população e a melhor distribuição da renda, o setor de
transporte rodoviário tem chamado atenção. Há um grande movimento de cargas e de
passageiros, exigindo mais das rodovias já desgastadas. As mesmas, sem uma
27
manutenção adequada, obrigam os condutores a consumir mais combustível devido às
constantes acelerações e frenagens na esperança de se desviarem de obstáculos.
Estima-se que nas próximas décadas o uso de energia em transporte nos países
emergentes represente cerca de 40% do consumo de energia mundial (MCT, 2006).
Considerando este acréscimo no consumo de combustíveis fósseis, os impactos
ambientais também serão maiores, entre eles, o mais complexo chamado aquecimento
global. Como sabido este efeito estufa é um fenômento provocado principalmente
pela emissão de CO
2
na atmosfera.
Motores de combustão interna por definição emitem gases resultantes da
combustão propriamente dita. A queima de derivados de petróleo, especificamente no
setor de transporte pesado, óleo diesel, gera em seus produtos uma grande parcela de
CO
2
além de outros gases nocivos à natureza. O aumento do transporte motorizado
gera assim um grande acréscimo desses gases na atmosfera.
Emaranhando ainda mais esta situação tão contrária, o usuário deste setor está
cada vez mais exigindo conforto térmico no ambiente interno dos veículos. Muitos
não admitem uma viagem à longa distância sem um condicionamento de ar.
Atualmente, os equipamentos utilizados para esse condicionamento são
baseados em sistemas de refrigeração por compressão de vapor (SRC). Este sistema,
por praticidade, retira potência de eixo do motor por meio de polias e correias.
Esta potência, que varia entre 6 e 10% da potência gerada, provoca um aumento
de consumo de combustível pela necessidade básica do condutor manter a velocidade
do veículo e/ou o torque nas rodas. Este consumo adicional, de início pequeno,
multiplicado pelo número de veículos ativos chega a valores elevados.
Uma alternativa para reduzir ou extinguir esse consumo é a utilização de
sistemas de refrigeração por absorção nos veículos.
Este trabalho faz o estudo energo-exergético de um SRA de simples efeito
utilizando o par Brometo de Lítio (LiBr) - Água. Propõe-se obter parâmetros de um
SRA para aproveitar a energia dos gases de exaustão de um motor de combustão
interna, operando no ciclo diesel, para gerar conforto térmico no interior do veículo,
baseando-se em dados de motores diesel de 04 e 06 cilindros, comumente utilizados no
mercado nacional no setor de transportes, particularmente o de ônibus.
28
O sistema proposto pretende proporcionar uma economia de combustível e a
redução da emissão de CO
2
para a atmosfera.
O veículo escolhido foi um ônibus para 40 pessoas, de fabricação nacional,
estudado por Stancato (1992) que determinou a carga térmica interna para padrões
brasileiros, utilizando-se de software dedicado e de metodologia experimental para
verificação de dados.
Faz-se depois uma análise da eficiência ecológica dos motores nas três
situações: livre ou sem sistema de refrigeração, com SRC e com SRA. Os dados são
apresentados na forma de gráficos para cada motor em função de sua rotação.
1.3 Estado da Arte/Revisão Bibliográfica
O princípio básico da absorção, a evaporação, foi utilizado pelos antigos
egípcios para resfriamento de vinho e outros líquidos em pleno clima desértico. Os
mesmos expunham as cerâmicas às brisas frescas da noite que aceleravam a
evaporação e resfriavam seus conteúdos. No entanto, a evolução científica da
refrigeração por absorção não começou antes de 1774 com o isolamento dos gases
amônia, oxigênio e dióxido de carbono pelo cientista inglês Joseph Priestly (Encarta
Encyclopedia, 2007).
Em 1777, Gerald Nairne, realizou vários estudos teóricos sobre a absorção, base
para o desenvolvimento de equipamentos de refrigeração. Construiu um sistema de
absorção usando o par água - ácido sulfúrico. O equipamento era constituído por dois
reservatórios interligados e evacuados. A água contida em um reservatório absorvia o
ácido sulfúrico contido no outro (Encarta Encyclopedia, 2007).
Sir John Leslie, em 1810 criou um dispositivo de absorção e refrigeração a
vácuo, no qual era colocado um prato com água suspenso acima de uma bacia chata
contendo ácido sulfúrico, conforme detalhe na Figura 1, ambos eram selados ao meio
exterior por uma redoma de vidro, e que era posteriormente evacuada através de uma
bomba. Com o vácuo a água começava a ferver rapidamente, uma temperatura abaixo
de seu ponto de congelamento era conseguida não só pela ação do vácuo, mas também
29
pelo efeito da absorção do vapor de água pelo acido sulfúrico. Apesar de uso de acido
sulfúrico ter sido inicialmente pesquisado por Nairne, foi John Leslie quem primeiro
utilizou o processo para a produção do frio (Encyclopedia Britannica, 2007).
Fonte: Gerner
Figura 1 – O Dispositivo de Absorção e Refrigeração a Vácuo de John Leslie.
Ferdinand Carré, em 1823, criou o sistema de absorção (Figura 2) seguindo os
estudos de Nairne com uma mistura amônia-água nos Estados Unidos, onde registrou
uma patente. Ele e seu irmão Edmond utilizaram seu sistema de forma a suprir gelo
para os Estados Confederados durante a Guerra Civil Americana, já que o
fornecimento de gelo natural havia sido cortado pelos estados do norte. Até 1862
Ferdinand registrou 14 patentes sobre o par água-amônia (ABREU, 1999).
Fonte: Fadedpages
Figura 2 – A Máquina de Refrigeração de Ferdinand Carré.
30
Um ano após Ferdinand Carré patentear sua máquina, Michael Faraday,
utilizando um tubo em U selado, observou que o cloreto de prata possuía uma singular
tendência de absorver a amônia. Faraday aqueceu o braço do tubo que continha
amônia. O mesmo demonstrou que a amônia ao evaporar migrava para o cloreto de
prata em pó, provocando um efeito de resfriamento dentro do tubo selado (ROBUR,
2005).
Foram construídos vários sistemas de refrigeração por absorção intermitentes
para aplicações domésticas baseados na experiência de Faraday, tais como a “Icy-ball”
da Crosley Corporation, o “Superflex” da Perfection Stove Co. e o “Trukold” da
Montgomery Ward (ABREU, 1999).
O sistema Icy-ball (Figura 3), era construído a partir de dois recipientes
esféricos de aço com um tubo soldado entre eles. Neste sistema, utilizava-se uma
solução concentrada de amônia em 30 % de água que refrigerava um determinado
volume por um período de 24 a 36 horas de forma intermitente (ABREU, 1999).
O sistema Superflex (Figura 4), de uso residencial, foi construído segundo os
princípios de Faraday. Este sistema, que se baseava na queima de querosene, foi
muito utilizado em locais sem fornecimento de energia elétrica. Foi comercializado
nos anos 30 e foi um grande concorrente do sistema Icy-ball (ABREU, 1999).
Fonte: Brasil Clima
Figura 3 – Dispositivo de Refrigeração Icy-ball.
31
Fonte: Brasil Clima
Figura 4 – Dispositivo de Refrigeração Superflex.
O processo de absorção foi também utilizado no refrigerador de Platen-
Munters. Criado por Baltazar von Platen e Carl Munters em 1922, o sistema produzia
frio a partir de uma fonte de calor como propano, eletricidade ou querosene. Este
sistema é encontrado em instalações móveis como pequenos barcos e caravanas.
Atualmente, uma das maneiras mais vantajosas de se aplicar os equipamentos
de absorção é utilizando a cogeração, ou seja, reaproveitar uma fonte quente gerada
por um processo industrial para refrigeração e aquecimento ao mesmo tempo.
Para que seja interessante sua utilização deve haver uma paridade técnico-
econômica, ou ainda, onde o consumo de energia representa uma parcela alta no preço
do produto final, normalmente o investimento em máquinas de absorção torna-se
interessante (GUEDES, 1999).
No mercado brasileiro existem sistemas de absorção funcionando como chiller
de simples efeito, de duplo efeito ou com queimador, a escolha do equipamento
adequado deve ser feita de acordo com a fonte de calor a ser utilizada e com o
desempenho que se deseja.
1.4 Estrutura da Tese
A Tese é constituída por seis capítulos, os quais são expostos a seguir:
32
Capítulo 1 INTRODUÇÃO
De início são apresentados os objetivos do trabalho e alguns dados históricos
sobre o sistema de refrigeração.
Capítulo 2 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO
Neste capítulo apresentam-se os sistemas de refrigeração por compressão de
vapor e por absorção. Do primeiro, definem-se o ciclo, seus equipamentos principais e
respectiva disposição no ônibus. Discutem-se ainda suas vantagens e limitações, como
a necessidade de se retirar energia na forma de potência de eixo do motor.
Do sistema de refrigeração por absorção apresentam-se também suas vantagens
e limitações. As propriedades termodinâmicas dos fluidos de trabalho, par refrigerante-
absorvente e os respectivos estados durante o ciclo são definidos. Apresentam-se as
equações para cálculo das propriedades termodinâmicas da mistura LiBr-H
2
O,
incluindo a entropia. A cristalização do absorvente é colocada como fator limitante no
processo de absorção. Para evitar esta cristalização, apresentam-se alguns inibidores.
Estes possuem suas aplicações e limitações nos diversos sistemas, pares refrigerante-
absorvente de absorção.
Capítulo 3 CARGA TÉRMICA
No capítulo em questão apresenta-se, de início, a definição de carta térmica e
ganho de calor segundo a ASHRAE. Um breve histórico da evolução e dos processos
de cálculo da carga térmica para condicionamento de ar para automóveis é feito,
apresentando resultados de alguns autores para o cálculo de carga térmica de cabines
de caminhões, para veículos de passeio e ônibus. Stancato define a carga térmica total
em um veículo como o somatório das cargas térmicas geradas por condução de calor
através de paredes, vidros e compartimento do motor, por irradiação solar pelos vidros,
pelas pessoas, pela admissão de ar externo (higienização e infiltração) e ainda pela
presença de motores, ventiladores e luzes internas.
33
Apresenta-se assim uma descrição das cargas térmicas envolvidas no cálculo,
especificando a respectiva importância, peso, no cálculo.
Por fim, faz-se um benchmark, comparando-se a carga térmica calculada com
os equipamentos hoje disponíveis no mercado para veículos semelhantes.
Capítulo 4 MODELAGEM TERMODINÂMICA
Neste capítulo apresentam-se os balanços de energia e exergia de um Motor de
Combustão Interna - MCI genérico trabalhando tanto no ciclo Otto como no ciclo
Diesel. Um diagrama de fluxo de energia (Sankey) deste MCI é apresentado e
discutido. A este diagrama agrega-se um outro diagrama correspondente ao ciclo de
refrigeração por compressão de vapor e, posteriormente, um ciclo de refrigeração por
absorção. À luz destes diagramas discutem-se os benefícios do sistema proposto neste
trabalho.
Com o intuito de expor a viabilidade da utilização da energia térmica dos gases
de exaustão de um MCI, ciclo Otto, apresentam-se os resultados obtidos por Santos e
Tribess (2006) em um sistema de refrigeração por absorção com 02 estágios.
Para a determinação da energia disponível nos gases de exaustão, faz-se um
estudo do consumo específico de combustível de motores diesel comerciais. Como
resultado apresenta-se gráficos da potência de eixo, da vazão de gás de exaustão e
consumo de diesel versus a rotação por minuto do motor.
Para a especificação da energia disponível para o gerador, determina-se a
composição média dos gases de exaustão de motores comerciais trabalhando em ciclo
diesel e seu respectivo calor específico à pressão constante. A energia disponível para
o gerador em função da rotação do motor é apresentada em forma de gráfico.
Faz-se ainda uma análise energética e exergética dos componentes do sistema
de absorção e o dimensionamento do evaporador e trocador de calor de água,
calculando-se a área de transferência de calor necessária nos equipamentos.
Por fim, constrói-se um Diagrama de Grassman do sistema de absorção.
34
Capítulo 5 EFICIÊNCIA ECOLÓGICA
O capítulo faz a apresentação do Dióxido de Carbono Equivalente, do Indicador
de Poluição e a Eficiência Ecológica, indicadores propostos por Cardu e Baica (1999)
para análise do impacto ambiental de processos industriais que envolvam a combustão.
Estes indicadores possibilitam a classificação de combustíveis do ponto de vista
ecológico, de proteção do meio ambiente.
Combustíveis com alto Dióxido de Carbono Equivalente lançam na atmosfera
quantidades de gases nocivos à saúde, comprometendo a qualidade do ar
principalmente pela presença do CO
2
, SO
2
e NO
x
. Este ainda é utilizado para calcular
o Indicador de Poluição.
Para quantificar o impacto ambiental Cardu e Baica (1999) propõem um
indicador denominado Indicador de Poluição, definido como a diferença entre o
Dióxido de Carbono Equivalente do combustível e seu Poder Calorífico Inferior.
Ao relacionar o dióxido de carbono emitido pelo processo de combustão com
seu poder calorífico, Cardu e Baica (1999a) possibilitam comparações entre
combustíveis heterogêneos. Mas um combustível pode possuir um poder calorífico
alto e emitir uma grande quantidade de poluentes na atmosfera ou ter a emissão de
gases nocivos desprezível ou nula, mas não possuir a energia desejada para se obter
uma boa eficiência em um processo industrial.
Partindo-se da hipótese que o melhor combustível é aquele que possuir o menor
Indicador de Poluição, Cardu e Baica (1999a) propõem um indicador mais complexo e
adimensional que expresse o impacto ecológico dos componentes dos gases nocivos
emitidos na atmosfera resultantes da queima de um combustível em relação à energia
útil produzida para usinas termelétricas. O indicador proposto é denominado
Eficiência Ecológica (ε).
Faz-se assim o cálculo destes indicadores para 04 motores diesel normalmente
utilizados em ônibus no mercado nacional. Uma comparação entre 03 situações
distintas é feita. Na primeira situação proposta toma-se um motor trabalhando livre,
sem sistemas dependentes. Na segunda, trabalha-se com um motor acoplado a um
35
sistema de refrigeração por compressão de vapor e por último, o motor é acoplado a
um sistema de refrigeração por absorção.
Para o combustível utilizado (diesel) calculam-se o Dióxido de Carbono
Equivalente e o Indicador de Poluição. A Eficiência Ecológica, então é calculada para
as situações expostas acima, para os motores em diversas rotações, fazendo-se um
comparativo final. Os resultados obtidos demonstram que a instalação de um sistema
de refrigeração por compressão (SRC) produz uma redução não muito significativa na
eficiência ecológica em relação à mesma eficiência para um motor livre devido a
potência de eixo utilizada para o compressor ser percentualmente pequena.
Ao contrário do primeiro, a presença de um sistema de refrigeração por
absorção (SRA) traz consigo um acréscimo apreciável na eficiência ecológica tanto
pela redução do consumo de combustível como pelo aumento do rendimento global do
sistema.
Capítulo 6 CONCLUSÕES E RECOMENDAÇÕES
Através dos resultados conclui-se que, pela comparação de diversos parâmetros,
veículos de transporte, especificamente ônibus rodoviários, utilizando Sistema de
Refrigeração por Absorção para condicionamento do ambiente interno acoplado à
saída dos gases de exaustão de são viáveis em relação aos pontos examinados no
trabalho. Apresentam em média um ganho de 2,30 % na eficiência ecológica.
36
CAPÍTULO 2 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO
2.1 Refrigeração por Compressão de Vapor
Chama-se de ciclo de refrigeração por compressão de vapor o sistema
termodinâmico onde um fluido refrigerante, transformando-se sucessivamente em
líquido e vapor em um circuito fechado, absorve calor a baixa temperatura e pressão
pela sua evaporação e rejeita calor condensando-se a alta temperatura e pressão.
Na prática, este ciclo é viabilizado a partir de quatro elementos fundamentais:
Compressor: que aspira e comprime o vapor refrigerante;
Condensador: equipamento onde o vapor é condensado, retornando ao estado
líquido;
Válvula de Expansão Termostática: reduz a pressão e a temperatura do líquido
refrigerante e controla seu fluxo de maneira a permitir a passagem apenas da
vazão instantânea necessária e
Evaporador: onde o calor de um ambiente em estudo é absorvido na forma de
calor latente, evaporando o fluido.
A Figura 5 apresenta o esquema de funcionamento do ciclo de refrigeração por
compressão de vapor de um ar-condicionado veicular – ônibus (CARRIER-SÜTRAK,
2007).
Observe-se:
A existência de elementos de controle de temperatura e pressão alta e baixa no
esquema. Estes permitem que o sistema trabalhe de forma confiável, facilitam
um diagnóstico em caso de falha;
O compressor recebe trabalho por meio de polias e correias do motor de
combustão interna;
O ciclo apresentado não é reverso. O aquecimento é conseguido pelo fluxo de
água de arrefecimento do motor de combustão interna.
37
Cortesia: Carrier Sütrak
Figura 5 – Esquema de Funcionamento do SRC Comercial Utilizado em Ônibus.
38
Convém acrescentar que a disposição das serpentinas de aquecimento,
posteriormente aos evaporadores, permite que o sistema controle também a umidade
relativa máxima do ambiente interno.
A Figura 6 apresenta o conjunto evaporador-condensador. Este é instalado
sobre o teto do ônibus. O compressor visto na Figura 5 é instalado junto ao motor de
combustão interna.
Cortesia: Carrier Sütrak
Figura 6 – Conjunto Evaporador (1) e Condensador (2).
A Figura 7 apresenta o módulo evaporador, que é constituído de uma admissão
de ar externo (1), base de fibra (2) e tampas (3) também em fibra. A renovação de ar é
obtida por meio de uma abertura central, direcionada para o fluxo de ar gerado pelo
movimento do veículo. A vazão de ar é controlada por meio de uma válvula, acionada
por sensores de temperatura. Estes sensores verificam a condição do ar externo, se o
mesmo estiver abaixo da temperatura interna, a válvula é aberta por aproximadamente
um 01 minuto. Se a temperatura interna diminuir, a renovação de ar é novamente
aberta, permanecendo neste estado por mais 01 minuto. Após isto uma nova
amostragem será realizada. A refrigeração apenas será acionada quando passado o
tempo e a temperatura interna deixar de diminuir.
39
Cortesia: Carrier Sütrak
Figura 7 – Módulo Evaporador - Admissão de Ar Externo (1), Base de Fibra (2) e Tampas (3).
Na Figura 8 apresenta-se o módulo condensador. O mesmo é constituído de (1)
base, (2) Tampa, (3) Conjunto de Refrigeração e (4) Conjunto Elétrico (ventiladores).
A unidade é acionada quando o sistema de refrigeração é ligado. Tem como função
rejeitar o calor retirado do interior do ônibus para o ambiente externo.
40
Cortesia: Carrier Sütrak
Figura 8 – Módulo Condensador.
A Figura 9 apresenta a disposição dos componentes principais que compõem
um sistema de condicionamento de ar automotivo.
Fonte: Díaz (2002)
Figura 9 – Diagrama dos Principais Componentes do SRC em um Veículo.
onde os principais componentes mostrados na Figura 9 são:
1
7
3
2
4
5
6
41
1- Unidade de resfriamento (válvula de expansão, evaporador)
2- Filtro Secador
3- Motor do ventilador de refrigeração
4- Condensador
5- Embreagem magnética
6- Compressor
7- Motor do ventilador
Durante vários anos o refrigerante diclorofluormetano (CCl
2
F
2
), também
chamado comumente Freon 12 ou R-12, foi utilizado por ser considerado o fluido ideal
em termos de estabilidade e por ser miscível com determinados lubrificantes. Hoje em
dia, sabe-se que o Freon 12 e os outros clorofluorcarbonetos (CFC) são prejudiciais à
camada de ozônio.
Como alternativas para substituir os CFCs, as seguintes substâncias foram
consideradas:
- HCFC (hidroclorofluorcarbono) contendo cloro que se quebra antes da atingir
a estratosfera ao reagir com o ozônio.
- HFC (hifrofluorcarbono) sem cloro.
A Tabela 1 apresenta os principais fluidos refrigerantes utilizados, com as
respectivas propriedades físicas e ambientais (ASHRAE, 1997).
Por Potencial de Esgotamento de Ozônio (ODP) entende-se o potencial de uma
substância para a depleção da camada de ozônio. O R-11 é tomado como referência,
tendo o maior potencial (ODP = 1).
A avaliação do impacto ambiental por sua vez baseia-se em índices como o
GWP (Global Warming Potential), que mede o impacto de uma substância como gás
de efeito estufa, relativo ao efeito de aquecimento global de uma massa similar de
dióxido de carbono por um intervalo de tempo específico cujo valor deve ser
especificado.
42
Tabela 1 – Propriedades de Fluidos Refrigerantes de SRC
Sigla
ASHRAE
Fórmula
Química
Ponto de
Ebulição
(ºC)
Potencial de
Esgotamento
de Ozônio
(ODP)
Potencial de
Aquecimento Global
(GWP)
R-22 CHClF
2
-40,8 0,05 0,32 – 0,37
R-123 CHCl
2
CF
3
27,5 0,02 0,017 – 0,020
R-124 CHClFDF
3
-12,0 0,02 0,092 – 0,12
R-141b CH
3
CCl
2
F 32,0 0,1 0,084 – 0,097
R-142b CH
3
CClF
2
-9,7 0,06 0,34 – 0,39
HCFC
R-125 CHF
2
CH
3
-48,5 0 0,51 – 0,65
R-134a CH
2
FCF
3
-26,3 0 0,51 – 0,65
HFC
R-152a CH
3
CHF
2
-25,0 0 0,026 – 0,033
CFC R-12 CCl
2
F
2
-29,8 1,0 2,8 – 3,4
O GWP é calculado pela razão entre o efeito radiante temporal integrado da
liberação instantânea de 1 kg de uma dada sustância, em relação a liberação de 1 kg de
um gás de referência – CO
2
.
2.2 Refrigeração por Absorção
Um sistema de refrigeração por absorção é uma máquina térmica que produz
frio utilizando energia térmica oriunda de algum processo (combustão, eletricidade,
solar, entre muitos) para seu funcionamento.
O sistema possui algumas características em comum com os ciclos de
compressão de vapor, mas diferencia-se em dois detalhes importantes: a natureza do
processo e a necessidade de se retirar o vapor de refrigerante da solução líquida.
43
No primeiro, em vez de se comprimir o vapor entre o evaporador e o
condensador, o refrigerante de um sistema de absorção é absorvido por uma substância
secundária chamada solução absorvente de modo a formar uma solução líquida. Esse
processo ocorre no Absorvedor (Figura 10). Essa solução líquida é, em seguida,
bombeada para um nível mais elevado de pressão. Como o volume específico médio
da solução líquida é muito menor que o do vapor do refrigerante, uma quantidade
significativamente menor de trabalho é requerida, necessitando assim de uma menor
potência de acionamento em comparação com os sistemas de compressão de vapor.
A segunda diferença é que deve ser introduzido nos sistemas de absorção um
mecanismo para a retirada do vapor de refrigerante da solução líquida antes que o
refrigerante entre no condensador. Este mecanismo é chamado de Gerador (Figura 9).
Esse processo envolve uma transferência de calor de uma fonte que esteja a uma
temperatura relativamente alta e abundante.
O condensador, a válvula de expansão do refrigerante e o evaporador são
semelhantes aos utilizados em ciclos de refrigeração por compressão de vapor. Com a
finalidade de melhorar a eficiência do sistema, acrescenta-se ainda um trocador de
calor. O mesmo tem como função aquecer a mistura que está sendo bombeada para o
gerador utilizando-se da energia da solução pobre, que retorna para o absorvedor.
Fonte: Carvalho (2007)
Figura 10 – Esquema de Ciclo de Absorção de Simples Efeito.
44
A Tabela 2 apresenta o fluido de trabalho e seu respectivo estado no ciclo de
absorção de simples efeito apresentado na Figura 11.
Figura 11 – Apresentação dos Pontos de Estudo no Ciclo de Absorção de Simples Efeito.
Tabela 2 – Estado e Fluido de Trabalho em relação à Figura 11.
Ponto Estado Fluido de trabalho
1 Líquido saturado Solução de H2O-LiBr à baixa concentração
2 Líquido saturado Solução de H2O-LiBr à baixa concentração
3 Líquido saturado Solução de H2O-LiBr à baixa concentração
4 Líquido saturado Solução de H2O-LiBr à baixa concentração
5 Líquido saturado Solução de H2O-LiBr à baixa concentração
6 Líquido saturado Solução de H2O-LiBr à baixa concentração
7 Vapor saturado Vapor de água
8 Líquido saturado Água
9 Líquido saturado Água
10 Vapor saturado Vapor de água
Desde primeira máquina, a popularidade dos sistemas de absorção tem crescido
e caído devido às condições econômicas e perda tecnológica para outras tecnologias
mais competitivas.
45
O primeiro chiller comercial utilizando LiBr para grandes capacidades (100 a
700 TR) utilizando vapor de água a baixa pressão foi introduzido por Carrier em 1945
(EERE, 2006).
Os benefícios dos sistemas de absorção são:
• Sistemas de absorção têm menores exigências elétricas quando comparados aos
sistemas de compressão de vapor;
• As unidades de absorção são silenciosas e livres de vibrações;
• O calor recuperado pode ser utilizado para acionar o ciclo de refrigeração por
absorção
• Não apresentam perigo ao ambiente global de esgotamento de ozônio e podem ter
um menor impacto no aquecimento global do que qualquer outra opção, e
• São economicamente atrativas quando o custo do combustível é substancialmente
menor que os custos elétricos (tipicamente, se os custos de combustíveis são 12 a 20 %
dos custos elétricos).
Os sistemas por absorção são fabricados para uso doméstico ou para potências
relativamente elevadas, não estando o mercado provido de máquinas com potências
intermediárias.
Os sistemas domésticos por absorção empregam, geralmente, o sistema
Electrolux. Esses sistemas apresentam funcionamento instável em temperaturas
inferiores a 0ºC, por causa da elevada percentagem de gás inerte no evaporador e
absorvedor. Além disso, o coeficiente de performance desse tipo de sistema é baixo,
tornando-o inviável para equipamentos maiores.
Os sistemas industriais têm custo inicial elevado. A bomba empregada para
elevar a pressão em cerca de 2000 kPa deve ser fabricada em material resistente a
corrosão tendo um preço que torna inviável a fabricação comercial de equipamentos de
pequena potência. O menor sistema comercial destina-se à potência superior a 20 TR
(70,3 kW).
Não são comuns sistemas por absorção com potência situada entre a dos
equipamentos domésticos e dos industriais (entre 3,0 kW e 70,3 kW). Nessa faixa de
potência o sistema Electrolux mostra-se ineficiente e instável. Em temperaturas
inferiores a 0°C e o elevado custo do equipamento industrial por absorção anula a
46
economia feita com a substituição da energia mecânica pela térmica. Nessa faixa de
potência a alternativa mais viável é o sistema por compressão, inclusive em
localidades isoladas ou aplicações veiculares nas quais além do custo do combustível
são necessários investimentos em motores e/ou geradores.
Os equipamentos de refrigeração por absorção são classificados pelo método de
entrada de calor no gerador primário (método de aquecimento) e se o ciclo de absorção
é de simples ou de múltiplo efeito. A tecnologia de absorção de simples efeito
possibilita ao refrigerante um coeficiente de desempenho (COP) máximo de
aproximadamente 0,7 e opera com entrada de calor em temperaturas da ordem de 75 a
120 ºC (LiBr). A tecnologia de múltiplo efeito fornece altos COPs mas pode ser
utilizada somente quando a mais alta temperatura da fonte de calor é utilizada.
Sistemas de duplo efeito podem ser construídos pela adição de um estágio extra
como um ciclo topping sobre o ciclo de simples efeito. Desta forma, a rejeição de
calor originada do estágio de alta temperatura é utilizada como fonte de energia para o
estágio de baixa temperatura (Figura 12). Deve-se notar que o refrigerante é a água
em sistemas de LiBr-H
2
O. O LiBr age como um absorvente, o qual absorve o vapor de
água. Assim bombear do absorvedor para o gerador é mais fácil e econômico.
Fonte: Carvalho (2007)
Figura 12 – Esquema de Ciclo de Absorção de Duplo Efeito.
47
O processo de refrigeração por absorção também pode se apresentado em um
gráfico Dühring, Figura 13 (HEROLD, 1996) e este diagrama é um gráfico pressão x
temperatura onde as linhas diagonais representam a concentração de LiBr constante,
com a linha da água pura à esquerda e a linha de cristalização à direita.
Fonte: Herold (1996)
Figura 13 – Gráfico de Duhring do Ciclo de Absorção de LiBr-H
2
O.
A Figura 14 apresenta o esquema de um ciclo de refrigeração por absorção para
um ar-condicionado veicular – ônibus. A Figura 15 apresenta a localização física dos
equipamentos em um ônibus de 02 assoalhos (SPHEROS, 2007).
Na Figura 14, têm-se os seguintes componentes:
1 – Evaporador;
2 – Trocador de Calor;
3 – Sistema de Absorção por LiBr.
48
Figura 14 – Esquema de Absorção de LiBr.
49
Fonte: Sutrack (2007)
Figura 15 – Esquema de Instalação do Sistema de Absorção para Ônibus.
2.2.1 Propriedades do Fluido de Trabalho
O rendimento e a eficiência de ciclos de refrigeração reversíveis são
independentes das propriedades dos fluidos de trabalho em uso, no entanto, em
máquinas reais ambos são determinados em grande escala pelas propriedades destes
fluidos. Também o custo inicial e o custo de operação de uma máquina de
refrigeração são extremamente dependentes das propriedades do fluido.
Muitos fluidos de trabalho são utilizados em máquinas de absorção, a Tabela 3
apresenta alguns fluidos apresentados em literaturas (ABREU, 1999). Suas
propriedades, vantagens e desvantagens são apresentadas por diversos autores, não
especificadas neste trabalho.
Na Tabela 4 apresenta-se uma comparação de algumas propriedades desejáveis
para um fluido de trabalho para os pares amônia-água e água-brometo de lítio
(HEROLD, 1996). Observa-se que as propriedades, muitas vezes, são mutuamente
excludentes. Um exemplo é a necessidade de uma grande afinidade entre absorvente e
refrigerante e um baixo calor de mistura.
50
Tabela 3 – Pares Refrigerante-Absorvente.
Absorvente Refrigerante
Água
Amônia, Metil amina ou outras aminas
alifáticas
Solução de Água e Brometo de Lítio Água
Solução de Cloreto de Lítio e Metanol Metanol
Ácido Sulfúrico Água
Hidróxido de Sódio ou Potássio ou
misturas
Água
Nitrato de Lítio Amônia
Sulfocianeto de Amônia Amônia
Tetracloroetano Cloreto de Etila
Dimetil Éter Tetraetileno Glicol Cloreto de Metileno
Óleo de Parafina Tolueno ou Pentano
Glicol Etílico Metil Amina
Éter Dimetílico ou Glicol Tetraetílico
Monoflúor Dicloro Metano ou
Diclorometano
Em ambos os pares o refrigerante possui alto calor latente, o que reduz a vazão
necessária para um dado efeito frigorífico, no entanto nenhum dos dois possui pressão
de vaporização ideal, na amônia é inconvenientemente alta enquanto na água é muito
baixa A água, para realizar evaporar em baixas temperaturas deve estar em vácuo se
tomada a pressão atmosférica como referência.
A utilização do LiBr como absorvente é vantajosa por ser essencialmente não
volátil, resultando em um ciclo onde não há necessidade de um retificador. Enquanto a
água é um ótimo absorvente porque não cristaliza (dentro das faixas de funcionamento
do equipamento).
Assim, a escolha do fluido de trabalho depende da aplicação e das propriedades
necessárias para esta aplicação.
Para o atual trabalho, utiliza-se o par LiBr + H
2
O por possuir melhor calor
latente de vaporização, não ser tóxico, priorizando a segurança do usuário.
51
Tabela 4 – Comparação entre os Pares Amônia-Água e Água-Brometo de Lítio.
Propriedade Amônia-Água Água-Brometo de Lítio
Refrigerante
Calor latente de vaporização Bom Excelente
Pressão de vapor Muito alta Muito baixa
Temperatura de resfriamento Excelente Aplicações limitadas
Viscosidade Boa Boa
Absorvente
Pressão de vapor Ruim Excelente
Viscosidade Boa Boa
Mistura
Inexistência de fase sólida Excelente Aplicações Limitadas
Toxidade Ruim Bom
Afinidade entre
refrigerante e absorvente
Boa Boa
2.2.2 Propriedades Termodinâmicas do par Água - Brometo de Lítio
As propriedades termodinâmicas da água, do brometo de lítio e da mistura, são
apresentadas abaixo.
a - Água
A água, conhecida como diluidor universal, é o fluido mais estudado pela
termodinâmica pela sua importância. A International Association for the Properties of
Water and Steam (IAPWS - 2007) definiu e padronizou a formulação a ser utilizada
em experimentos científicos, possibilitando grande exatidão nos dados. Esta substituiu
52
a formulação de Haar, Gallagher e Kell, de 1984, servindo como padrão internacional
para propriedades termodinâmicas da água.
A IAPWS disponibiliza em seu sítio as rotinas de cálculo das propriedades
termofísicas da água e o sítio do National Institute of Standards and Technology
(NIST -2005) apresenta de forma gráfica e tabulada as propriedades termofísicas de
vários fluidos, incluindo a água.
A água, para ser utilizada como refrigerante pelo ciclo, segue como refrigerante
R718, devendo ter suas condições (pressão e temperatura) bem definidas, para evitar
sua solidificação, Fonte: ChemicaLogic Corporation (1998)
Figura 16 (Chemicalogic Corp, 2006). Apresenta-se na Figura 17 o diagrama de
Mollier para este refrigerante (Chemicalogic Corp, 2006).
Fonte: ChemicaLogic Corporation (1998)
Figura 16 – Diagrama de Fase da Água.
53
Fonte:
ASHRAE
Figura 17 – Diagrama de Mollier para R-718.
b - Brometo de Lítio
Brometo de Lítio (LiBr), é um composto químico de lítio e bromo que é
extremamente higroscópico e muitas vezes é usado como dessecante. Juntamente com
cloreto de lítio é frequentemente usado no condicionamento de ar e sistemas de
secagem industrial. Tem forma de cristais cúbicos similares ao sal, Figura 18
(CHEMFINDER, 2006).
54
Fonte:
Chemfinder (2007)
Figura 18 – Estrutura molecular do LiBr.
O LiBr foi utilizado como um sedativo nos primeiros anos do século 20, mas
deixou de ser utilizado na década de 40, quando alguns pacientes morreram após sua
utilização. O mesmo pode ser prejudicial se exposto aos olhos, causando irritação ou,
sobre a pele, causando queimaduras. Uma exposição contínua pode causar depressão
do sistema nervoso central (HEROLD, 1996).
A Tabela 5 apresenta as propriedades físicas do Brometo de Lítio.
c – Solução Água – Brometo de Lítio
As propriedades termodinâmicas da mistura LiBr + H
2
O são calculadas em
função da concentração mássica de brometo de lítio (X, dada em %) e da temperatura
da solução (T, em ºC). As propriedades físicas desta mistura são apresentadas na
Tabela 5 (CHEMFINDER, 2007). Kaita (2001), baseado em relações de McNeely
(1979), Rockenfeller (1987) e Feuerecker (1993), propõem as seguintes equações para
a determinação de algumas propriedades em uma faixa de temperaturas mais alta (de
40 a 210 ºC).
55
Tabela 5 – Propriedades Físicas do Brometo de Lítio.
Propriedade Valor
Massa molecular 86,845 g/mol
Aparência Pó cristalino branco
Massa Específica 3464 kg/m³ (sólido)
Ponto de Fusão 552 ºC
Ponto de Ebulição 1265 ºC
Solubilidade em água 177 g/100ml (20 ºC)
CAS Number 7550-35-8
Temperatura de orvalho (TD)
A temperatura de orvalho é obtida pela equação (1).
( )
∑ ∑
= =
−=
2
0
3
0
40
i j
i
j
ij
TXATD
(1)
e:
20 ≤ T ≤ 210 ºC
40 ≤ X ≤ 65 %
A
ij
– coeficientes apresentados na Tabela 6 (ASHRAE, 1997).
Tabela 6 – Coeficientes para Determinação da Temperatura de Orvalho.
j A
0j
A
1j
A
2j
0
-9,133128 9,439697.10
-1
-7,324352.10
-5
1
-4,75924.10
-1
-2,882015.10
-3
-1,556533.10
-5
2
-5,638171.10
-2
-1,345453.10
-4
1,992657.10
-6
3
1,108418.10
-3
5,852133.10
-7
-3,924205.10
-8
56
Pressão do vapor
A pressão do vapor é obtida utilizando-se a equação (2):
( )
( )
2
21
0
15,273
15,273
log
+
+
+
+=
TD
k
TD
k
kP
(2)
onde:
k
0
= 7,05
k
1
= -1603,544
k
2
= -104095,5
Calor Específico
O calor específico à pressão constante é obtido utilizando-se a equação (3)
(ROCKENFELLER, 1987).
(
)
(
)
TXBBXAAC
p 1010
+++=
(3)
onde:
A
0
= 3,462023
A
1
= -2,679895.10
-2
B
0
= 1,3499.10
-3
B
1
= -6,55.10
-6
Entalpia
A entalpia da solução pode ser representada pela equação (4).
57
( )
(
)
(
)
3
3
2
210
2
10
10
2
XDXDXDDT
XBB
TXAAh
++++
+
++=
(4)
onde:
A
0
, A
1
, B
0
e B
1
são os mesmos da Eq. (3).
D
0
= 162,81
D
1
= -6,0418
D
2
= 4,5348.10
-3
D
3
= 1,2053.10
-3
A equação (4) é válida para 20 ≤ T ≤ 210 ºC e 40 ≤ X ≤ 65 % e para um estado
de referência (entalpia zero) (KAITA, 2001; ROCKENFELLER, 1987), como T = 0
ºC e X = 50 % de brometo de lítio na solução.
ASHRAE (1997) propõe ainda uma equação que possibilita o cálculo para uma
faixa levemente diferenciada, ou seja, 15 ≤ T ≤ 165 ºC e 40 ≤ X ≤ 70 %, equação (5).
(
)
(
)
(
)
∑∑∑
++=
4
0
2
4
0
4
0
.....
n
n
n
n
n
n
XCtXBtXAh
(5)
os coeficientes A
n
, B
n
e C
n
são apresentados na Tabela 7.
Tabela 7 – Coeficientes para Determinação da Entalpia.
n
A
n
B
n
C
n
0 -2024,33 18,2829 -3,7008214.10
-2
1 163,309 -1,1691757 2,8877666.10
-3
2 -4,88161 3,248041.10
-2
-8,1313015.10
-5
3 6,302948.10
-2
-4,034184.10
-4
9,9116628.10
-7
4 -2,913705.10
-4
1,8520569.10
-6
-4,4441207.10
-9
58
Entropia
A entropia calculada pela equação (6) possui como estado de referência
(entropia zero) as mesmas condições para a determinação da entalpia na equação (5),
como também são válidos os mesmos intervalos para a temperatura e concentração de
brometo de lítio.
∑ ∑
= =
=
3
0
3
0i j
ij
ij
TXBs
(6)
onde:
B
ij
– coeficientes apresentados na Tabela 8 (KAITA, 2001).
Tabela 8 – Coeficientes para Determinação da Entropia.
j B
0j
B
1j
B
2j
B
3j
0
5,1275500.10
-1
-1,3939540.10
-2
2,9241450.10
-5
9,0356970.10
-7
1
1,2267800.10
-2
-9,1568200.10
-5
1,8204530.10
-8
-7,9918060.10
-10
2
-1,3648950.10
-5
1,0689040.10
-7
-1,3811090.10
-9
1,5297840.10
-11
3
1,0215010.10
-8
0 0 0
Massa Específica
Murakami (2002) afirma que a massa específica é aproximadamente
proporcional à temperatura. O mesmo propõe para o cálculo da massa específica da
mistura uma função linear em função da temperatura, equação (7).
21
. ATA +=
ρ
(7)
onde:
59
A
1
= - 0,014396.X + 0,19405
A
2
= 30,723.X + 51,718
para 333 < T (K) < 430 e 65 < X (%) < 70
2.2.3 Cristalização
A natureza de soluções salinas, como o LiBr em solução aquosa, é tal que os
sais se precipitam quando a fração mássica de sal excede o limite de solubilidade. Este
limite está fortemente ligado à fração mássica e à temperatura e, de maneira mais
fraca, à pressão. A nucleação cristalina é um processo suscetível pela presença de
pontos já nucleados. Se pontos de nucleação são inexistentes, a supersaturação pode
ocorrer onde o conteúdo de sal no líquido é maior que o limite de solubilidade
(HEROLD, 1996).
O fenômeno de precipitação de sal na solução aquosa pode ser observada pela
preparação de uma solução com 0,70 de fração mássica de LiBr, partindo a mesma de
100 ºC e depois resfriando-a à temperatura da sala. A 100 ºC, a solução consiste de
um líquido homogêneo, mas conforme a solução é resfriada, finos flocos brancos
começam a aparecer, tornando-se levemente mais denso que o líquido.
A cristalização pode ocorrer devido aos seguintes fatores (GUEDES, 1999):
- A presença de não condensáveis dentro da máquina;
- Baixa temperatura de condensação devido a problemas no sistema de
transferência de calor (torre de resfriamento, trocadores de calor), enviando o
refrigerante (água) a temperatura muito baixa para o equipamento;
- Falha no fornecimento de energia, causando a parada de funcionamento da
bomba de solução.
A Figura 19 apresenta o diagrama de fase do LiBr aquoso (HEROLD, 1996). O
mesmo apresenta a temperatura em função da fração mássica e as várias fronteiras de
fase presentes no sistema para um sistema a pressão atmosférica.
60
Cabe acrescentar que a pressão utilizada na construção no diagrama tem
somente um pequeno efeito sobre os resultados de interesse, sendo então estes dados
aplicáveis.
Para se evitar a cristalização, ou seja, minimizar a possibilidade de se cruzar as
fronteiras de fase, pode-se utilizar vários métodos. O método mais simples utilizado é
assegurar uma queda de temperatura suficientemente baixa no resfriamento do
absorvedor. Baseado nas propriedades do LiBr aquoso, baixas temperaturas no
absorvedor requerem concentrações menores na solução do absorvedor evitando deste
modo a fronteira de fase.
Fonte:
Herold (1996)
Figura 19 – Diagrama de Fase do LiBr Aquoso.
A característica cristalização do fluido é o principal obstáculo para a produção
de uma máquina de absorção refrigerados a ar baseado no LiBr. Eventos de
cristalização requerem considerável tempo e empenho para a correção.
Absorvedores refrigerados a ar tendem a trabalhar mais quentes que os
refrigerados a água devido às características de transferência de calor que variam com
o ambiente externo, particularmente em climas quentes.
61
Para tentar solucionar este problema, segundo o Energy Efficiency and
Renewable Energy (EERE, 2006), duas técnicas tem sido usadas para desenvolver uma
máquina de absorção LiBr-H
2
O refrigerada a ar:
- Mudanças no projeto mecânico como a utilização de trocadores de calor de
altíssima eficiência para assegurar o funcionamento dentro de limites de
cristalização e;
- Adicionar aditivos para mudar a linha de cristalização para temperaturas
maiores para permitir a operação com refrigeração a ar com margens de
segurança comercialmente praticáveis utilizando-se de trocadores de calor
convencionais.
Seguindo a primeira aproximação, alguns fabricantes asiáticos desenvolveram e
ofertam chillers de LiBr-H
2
O refrigerados a ar utilizando aproximações mecânicas
para um sistema convencional de absorção. Estes produtos, que utilizam trocadores de
calor de altíssima eficiência e, em alguns casos, configurações com múltiplos
trocadores de calor, são próprios para uso em temperaturas de verão subtropical. No
entanto, estes sistemas ainda estão limitados pelos limites de cristalização, não tendo
margem de operação segura ou sendo totalmente inadequados para operação comercial
em climas mais quentes (EERE, 2006).
Adicionalmente, a utilização de trocadores de altíssima eficiência e os
trocadores de calor adicionais acrescentaram um custo significativo por tonelada de
capacidade que o sistema convencional, refrigerado a água (EERE, 2006).
Apesar das modificações propostas, é de extrema importância a verificação da
concentração do brometo de lítio em cada ponto do sistema e, Em intervalos anuais,
fazer uma análise química da solução (GEDES, 1999).
Levando em consideração a segunda aproximação, numerosas tentativas para se
achar uma combinação viável de aditivos orgânicos e inorgânicos tem sido
documentadas na literatura. Alguns desses aditivos têm provocado uma mudança
adequada na cristalização para a operação refrigerada a ar em laboratório. Infelizmente
a maioria possui características negativas que efetivelmente limitam sua utilização
62
prática. Os aditivos têm como principal desvantagem a viscosidade elevada em baixas
temperaturas, o que reduz a eficiência do absorvedor.
Ao contrário das anteriores, máquinas de absorção operando com LiBr-H
2
O
refrigeradas a água geralmente podem operar todo o ano sem problemas de
climatização (HEROLD, 1996).
No fenômeno de cristalização, apesar de o sólido formado ser úmido, o mesmo
é relativamente viscoso. Devido a isso, aumenta-se a temperatura da porção que foi
cristalizada até um ponto onde a viscosidade é suficientemente pequena para que a
bomba possa recircular a solução. Uma vez recirculada, a solução é facilmente diluída
usando a água do evaporador. Por ser necessário evitar a cristalização, fabricantes
geralmente incluem controles que tomam ações apropriadas para evitar a condição
crítica, reduzindo o calor de entrada no gerador ou redirecionando água líquida do
evaporador para o absorvedor e assim diluir a solução.
A Tabela 9 apresenta o limite de temperatura no absorvedor e a concentração da
solução forte para se evitar a cristalização para um evaporador trabalhando a 4,5 ºC e a
0,876 kPa (ZOGG, 2006).
Tabela 9 – Temperatura do Absorvedor e Limites de Concentração para Evitar a Cristalização.
Tipo de Chiller
Limite de Temperatura
Absorvedor (ºC)
Concentração da
Solução Forte (% peso)
Simples Efeito
Aprox. 54 61 a 64
Duplo Efeito
Aprox. 54 64
A Tabela 10 apresenta alguns tipos de inibidores de cristalização para sistemas
de absorção com LiBr e seus desenvolvedores (ZOGG, 2006).
(a) Solução Carrol
O inibidor Carrol
®
, da Carrier Corporation (2006) consiste da mistura LiBr-
H
2
O, etileno glicol (C
2
H
6
O
2
- CAS: 107-21-1) e phenylmethylcarbinol (C
8
H
10
O –
CAS:98-85-1). O etileno glicol inibi a cristalização, o phenylmethylcarbinol melhora
63
a transferência de calor e massa. As temperaturas utilizadas em máquinas de duplo
efeito são proibitivas ao Carrol, mas o mesmo é estável em temperaturas compatíveis
com máquinas de simples efeito (ZOGG, 2006). O novo aditivo para transferência de
calor e massa tem essencialmente a mesma eficiência do 2-ethyl-1-hexanol (C
8
H
18
O -
CAS: 104-76-7), aditivo anteriormente utilizado em sistemas convencionais de LiBr
(EERE, 2006).
(b) Solvente Hidróxido Metálico
A Energy Concepts desenvolveu um solvente semelhante a um blend hidróxido
metálico de NaOH, KOH, e CsOH (HEROLD et al, 2006). Este produto não é um
aditivo e foi completamente substituído pelo solvente de LiBr. O produto apresenta
problemas de corrosão e sua utilização foi interrompida.
Tabela 10 – Inibidores de Cristalização para LiBr.
Desenvolvedores Descrição
Temperatura de
Cristalização para
P= 0,8756 kPa (ºC)
Dificuldades para
Desenvolvimento
Referência
Carrol: LiBr - etileno
glicol/água
Aditivo: não há
54 -
Carrier
Corporation
Carrol: LiBr-ethylene
glycol/água.
Aditivo: 1-
nonaylmine,
substituído por
phenylmethylcarbinol
60
Não suporta
geração em altas
temperaturas em
ciclos de duplo
efeito
Energy Concepts
(NaOH, KOH,
CsOH)
Água
Abaixo de 63 ºC
para água resfriada
a 7 ºC
Corrosão
64
Tabela 10 – Inibidores de Cristalização para LiBr.
Yazaki LiBr/LiCl/Lil/LiNO
3
Aproximadamente
64 ºC
Necessita de um
novo inibidor de
corrosão
Universidade de
Utah e GRI
Vários
organofosfóricos e
ácidos fosfônicos,
KIO
3
, e ácido
Uramil-N,N-
diacético
Diminui a
temperatura de
Cristalização para
soluções com
concentração de
60,54 % e 60,82 %
LiBr em peso para
acima de 13 ºC
Não testado em
chillers
(c) Solução LiBr/LiCl/LiI
A Yazaki Corporation (2006) desenvolveu e patenteou uma solução de
LiBr/LiCl/LiI para aplicações de condicionamento de ar que aumenta as temperaturas
aceitáveis do absorvedor e condensador de cerca de 10 ºC e 4 ºC respectivamente. A
utilização destes inibidores implica na necessidade de novo inibidor de corrosão, que
permite que o gerador opere próximo de 175 ºC.
(d) Inibidores de Cristalização Orgânicos
Ring et al. (1999 apud ZOGG, 2006), testaram vários inibidores de cristalização
apoiados pelo Gas Research Institute (agora Gas Technology Institute).
Entre os inibidores para o par LiBr-água estão:
− Methylene DiPhosphoric Acid (MDPA);
− Pyrophosphoric Acid (PPA) – (H
4
O
7
P
2
- CAS: 2466-09-3),
− Amino TriMethylene Phosphonic Acid) (ATMP);
− DiethyleneTriamine PentaMethylene Phosphonic Acid (DTPMP);
65
− 1-HydroxyEthylidene-1,1-DiPhosphonic Acid (HEDP) – (C
2
H
8
O
7
P
2
- CAS:
2809-21-4).
2.2.4 Materiais Compatíveis e Corrosão
Na presença de oxigênio dissolvido, LiBr aquoso é altamente agressivo para
muitos metais, incluindo aço carbono e cobre. No entanto, no ambiente hermético
dentro de uma máquina de absorção, a presença de oxigênio é mínima, sendo então a
corrosão lenta. Na faixa de temperaturas de uma aplicação típica de simples efeito, aço
carbono e cobre são os materiais aconselhados. O controle de pH e o uso de inibidores
de corrosão são necessários, pois o potencial de oxidação da solução está fortemente
ligado ao nível de pH.
A presença de radicais hidroxílicos facilita a formação de óxidos
diretamente na superfície sólida (passivação). Ao longo do tempo, a alcalinidade
tende a aumentar, formando o gás hidrogênio, sendo preferível então manter o pH
próximo do neutro.
O pH pode ser controlado com pequenas adição de HBr (na forma aquosa é
conhecido como ácido hidrobrômico - CAS: 10035-10-6). Visto que estes
componentes já estejam presentes na solução, a adição de HBr não altera as
propriedades da solução significativamente.
Inibidores de corrosão fornecem uma redução complementar nas taxas de
corrosão. A literatura propõe vários aditivos, dentre os quais o Cromato de Lítio
(CrLi
2
O
4
- CAS: 14307-35-8), o Lítio-Molibdênio (Li
2
MoO
4
- CAS: 13568-40-6) e o
Nitrato de Lítio (LiNO
3
- CAS: 7790-69-4). Estes sais são adicionados à solução de
LiBr em aproximadamente 1 % do peso (HEROLD, 1996).
Krueger (1964) recomenda 0,3 % de Cromato de Lítio (CrLi
2
O
4
– CAS: 14307-
35-8) e 0,005 % de Hidróxido de Lítio (HLiO - CAS: 1310-65-2) como concentração
ideal para estes inibidores. Para o molibdênio, recomendam 0,1 % de Li
2
MoO
4
e 0,2
% de HLiO. Estes últimos reduzem a taxa de corrosão, aparentemente pela reação
com a superfície de metal e pela formação relativamente estável de uma camada de
66
óxido (passivação). O cromato de lítio foi o inibidor de corrosão mais utilizado por
anos, mas sua toxidade para plantas e peixes em eventuais de derramamentos reduziu
seu uso. O Lítio-Molibdênio, no entanto, um pouco menos efetivo, tem sido utilizado
para incrementar a vida útil da máquina em muitas aplicações.
Há boa compatibilidade do LiBr com componentes de borracha e polímeros.
Vedações em instalações de LiBr não são problemas pois produtos como borracha
comum são compatíveis.
O couro é fortemente atacado pelo LiBr. Vestuários de couro, inclusive
sapatos, não são recomendados nas proximidades de sistemas LiBr devido a
velocidade que a solução os destrói.
2.2.5 Vácuo Requerido
A pressão de trabalho típica de uma máquina de absorção com LiBr é sub-
atmosférica. As pressões são determinadas pela pressão característica do vapor dos
líquidos de trabalho. Como o evaporador e o condensador trabalham essencialmente
com água pura, a temperatura de operação destes componentes define a pressão do
sistema. Para uma temperatura no evaporador de 5 ºC, a pressão de saturação
correspondente da água é 0,872 kPa ou aproximadamente 0,009 atm.
A baixa pressão introduz várias mudanças no projeto do equipamento, como
componentes maiores devido ao volume específico do vapor, necessidade de vasos de
pressão hermeticamente selados, monitoração da geração de gases internos e efeitos
hidrostáticos no projeto do evaporador.
O nível de pressão associado à absorção por LiBr não é particularmente baixo,
no entanto, a tecnologia de detecção de vazamentos é alta, pois os mesmos, se
ocorrerem, tem como sentido o interior da unidade selada, ao contrário de sistemas de
refrigeração por compressão de vapor (HEROLD, 1996).
67
2.2.6 Controle Operacional do Sistema
Estando a carga térmica estável e dentro de parâmetros aceitáveis, o sistema de
refrigeração atua de forma as condições do ambiente controlado permaneçam
constantes, próximo de um regime permanente.
Ocorrendo variação na carga térmica ocorre também uma variação na resposta
do sistema de refrigeração. Se a variação é positiva, ou seja, se a carga é incrementada
o sistema atua de forma que as condições ambientais retornem ao padrão especificado.
Se ao contrário, a variação é negativa, o sistema deve entrar em stand by, para evitar
que as condições de temperatura sejam modificadas.
O controle de capacidade reflete então diretamente no evaporador. Sem um
controle adequado, a temperatura do refrigerante pós-evaporador decresce, forçando
uma queda de pressão no lado de baixa pressão da unidade de absorção.
Para evitar o problema, utiliza-se basicamente de três métodos:
Redução da vazão na bomba de solução, obrigando também a redução da taxa
de calor ao gerador. Caso não haja uma redução proporcional da energia fornecida do
gerador, a solução poderá ultrapassar o limite de cristalização.
Redução da temperatura do gerador, reduzindo da taxa de transferência de calor
ao gerador. No caso, reduz-se a vazão de gases quentes pelo gerador, provocando uma
redução da produção de vapor de água, reduzindo a vazão de refrigerante no ciclo.
Aumento da temperatura de condensação. Esse método implica na necessidade
de um sistema que controle a vazão de fluido externo (ar, água). Diminuindo a
transferência de calor do condensador, ocorrerá uma diminuição na condensação de
vapor reduzindo-se assim a vazão de refrigerante. Este método, apesar de ser uma
opção, não deve ser utilizado, pois os componentes chamados motores (gerador e
bomba) continuam trabalhando em regime nominal.
68
CAPÍTULO 3 CARGA TÉRMICA
3.1 Estado da Arte
A preocupação com o conforto térmico nos veículos automotores não é
novidade. Países onde o inverno é rigoroso um sistema de aquecimento eficiente não é
um opcional, mas sim um elemento de série na produção. Em localidades onde as
temperaturas ambientes são normalmente elevadas, o sistema de condicionamento de
ar deixou de ser um acessório.
Com o advento dos automóveis movidos a motor de combustão interna o ser
humano ganhou um meio de transporte independente da tração animal e a sensação de
poder atrás do volante. O conforto nos primeiros veículos não era a principal
necessidade, mas sim o status de possuir um. Até o ano de 1908, os mesmos não eram
utilizados durante os meses de frio e chuvas, por não possuírem proteção aos seus
passageiros. Os poucos que necessitavam se deslocar se utilizavam de “aventais de
tempestade”, capas protetoras semelhantes ao pala ou manto cumprido para proteção
contra o frio e a chuva (HC, 2006).
Neste ano foi lançado nos Estados Unidos o primeiro veículo fechado, mas ainda
sem qualquer sistema de condicionamento de ar. Seus felizes proprietários usavam da
improvisação para poder conseguir algum conforto interno. A utilização de pedras pré-
aquecidas no assoalho dos veículos era a solução adotada por muitos. Uma outra forma
era a utilização da energia dos gases de exaustão para o aquecimento dos assentos
internos, o que causou o falecimento de muitas pessoas por intoxicação (HC, 2006).
Em 1910 o primeiro aquecedor automotivo foi introduzido como um acessório, o
mesmo consistia em um pequeno aquecedor que queimava carvão ou carvão-vegetal
para aquecer os passageiros continuamente (SSAW, 2008).
Em 1926 foram lançados automóveis com trocadores de calor com água quente
do sistema de arrefecimento do motor, solucionando o sério problema de aquecimento.
Em 1931, a Lincoln Automobiles introduziu o primeiro aquecedor moderno, que
69
utilizava a água do arrefecimento, mas insuflava o ar com um ventilador elétrico onde
volume e direção eram controlados por abas (SSAW, 2008).
Em 1934, a Ford Motor Company introduziu um aquecedor que utilizava os
gases da combustão para aquecer um fluido secundário. Este fluido era então utilizado
para aquecimento do ar a ser insuflado.
Em 1937 a Nash Automobile apresentou um modelo de condicionador de ar que
filtrava o ar externo antes de aquecê-lo e insuflá-lo no interior do veículo. Mas até os
anos 50/60 seu sistema permanecia item de luxo, muito oneroso para a maioria dos
indivíduos, apenas na década de 70 o sistema tornou-se item de série nos veículos,
solucinando o desconforto dos invernos rígidos (HC, 2006).
Até a década de 30, enquanto sistemas de aquecimento eram desenvolvidos,
sistemas de refrigeração de ar para amenisar o calor dos verões ainda não tinham sido
criados. Alguns fabricantes instalaram em seus veículos respiradouros, que desviavam
o ar externo para dentro. Os mesmos não foram aprovados, por trazerem muita poeira
para o interior do veículo. A melhor maneira de se suportar o calor no interior dos
veículos ainda era andar com as janelas abertas, dificultando muito o trânsito em
épocas chuvosas.
Em 1930 o milionário John Herald Jr. pagou à Kelvinator para instalar um
sistema de refrigeração em seu Cadillac. O equipamento era tal volume que era
instalado no porta-malas (HC, 2006).
Em 1935, Frederick McKinley Jones produz um sistema de refrigeração
automático para caminhões rodoviários. O sistema foi depois adaptado para uma
variedade de outros veículos comuns, incluindo barcos e vagões de trens (SSAW,
2008).
Em 14 de novembro de 1939, a Packard Automobiles introduziu no mercado o
primeiro veículo de série com condicionamento de ar utilizando o gás Freon 12. O
sistema era eficiente, mas havia o inconveniente de no inverno o usuário ter a
obrigação de retirar as correias do compressor (SSAW, 2008).
Em 1941 a Cadillac Automobiles não querendo ser ultrapassada pela Packard
lança um sistema semelhante em seus veículos como opcional (SSAW, 2008). Ambos
os sistemas eram excessivamente caros, não incorporando um compressor e tomando
70
muito espaço. Durante aproximadamente quinze anos os veículos teriam seu porta-
malas repartido com este sistema de refrigeração.
Apenas em 1954 a Pontiac lançou o primeiro sistema de refrigeração sob o capô
do veículo no Star Chief como um opcional. Ainda em 1954, Nash Automobile junto
com a Kelvinator produziram a “Nash-Kelvinator Weather Eye”, o primeiro ar
condicionado para venda em massa, totalmente instalado sob o capô (SSAW, 2008).
O sistema, após muitas melhorias, ainda é a base dos atuais condicionadores de ar
veiculares (HC, 2006)
Após o desenvolvimento do sistema de condicionamento de ar, o conforto
térmico tornou-se uma necessidade, conseqüentemente, o cálculo da carga térmica
resultante de fontes internas e externas surgiu como uma ferramenta para a otimização
do sistema de condicionamento de ar.
Para efeito de esclarecimento, a American Society of Heat, Refrigeration and
Air Conditioning - ASHRAE (1997) faz uma distinção entre carga térmica e ganho de
calor. A carga térmica é definida como sendo a taxa de calor que deve ser removida
de um determinado local para se manter a temperatura do ar interior em um valor
constante. O ganho de calor é definido como sendo a taxa instantânea em que o calor
é transferido para um ambiente ou gerado internamente.
A distinção é feita porque nem todo calor transferido para um ambiente passa
imediatamente para o ar, sendo uma parte absorvida pelas paredes, assoalho, móveis e,
depois de um intervalo de tempo, é liberada como carga térmica para o ar interior.
Esse atraso na liberação da carga térmica depende basicamente da inércia
térmica das paredes e do assoalho do ambiente. A ASHRAE (1997) apresenta
diversos atrasos entre os picos de carga térmica e os picos de ganho de calor para
diversas estruturas.
Este trabalho, baseado nas informações citadas acima, assumirá como hipótese
que praticamente não há atraso entre os picos de ganho de calor e de carga térmica,
não fazendo assim distinção entre os termos.
A primeira seleção dos elementos do sistema de refrigeração, seus testes e
resultados foram apresentados e analisados por Coulson em 1966. O mesmo fez uma
comparação entre a eficiência destes equipamentos quando instalados em bancadas e
71
depois em veículos, mas é pouco conciso no que tange a carga térmica utilizada para
os cálculos.
André Gac (1968 apud STANCATO, 1992) apresenta a importância das trocas
térmicas por radiação na determinação das temperaturas opacas externas dos veículos.
Com essa informação determinou parte do ganho devido à condução através das
paredes. Apresenta também os testes destes sistemas, bem como seus resultados
quando instalados em bancadas e em veículos. O mesmo sugere como se promover
uma boa circulação de ar interno na cabine e faz uma discussão sobre vantagens e
desvantagens de sistemas de controles de aquecimento e refrigeração.
Hosler (1992 apud STANCATO, 1992) demonstrou em 1973 os conceitos
básicos para se determinar os limites aceitáveis do ambiente de uma cabine com
relação às temperaturas internas. Apresenta a carta de conforto da ASHRAE e
sugestões de locais de medição da temperatura do ar e o cálculo de carga térmica
segundo metodologia também da ASHRAE.
Lemke (1975 apud STANCATO, 1992) apresentou um teste com um ônibus
para a avaliação do sistema de condicionamento de ar, juntamente com valores para
diversas cargas térmicas e os critérios utilizados para calculá-las.
Ruth (1975 apud STANCATO, 1992) analisou e apresentou cálculos de ganho
para automóveis. O mesmo apresenta um modelo matemático de simulação de ganhos
de calor, a carga térmica é calculada de acordo com o método das fendas da ASHRAE,
chegando a valores da ordem de 1,0 a 1,5 TR, dependendo da classe de veículo.
O cálculo da carga térmica de refrigeração e de aquecimento para uma cabine
de um caminhão simples é apresentado por Johnson (1982), que comenta a evolução
dos sistemas de climatização de cabines de caminhões. Utilizando condição de
conforto de 24 ºC e temperatura externa de 43 ºC, apresenta resultados de cálculos de
carga térmica para um caminhão de cabine simples. Johnson (1982) assumiu duas
condições distintas, uma com a renovação do ar interno e outra com apenas a
recirculação do ar interno pelo sistema, Tabela 11 (JOHNSON, 1982).
72
Tabela 11 – Resultados de Carga Térmica para Cabine de Caminhão, Cabine Simples.
Fonte Com Renovação (kW) Com Recirculação (kW)
Condução 1,014 1,014
Radiação solar
1,810 1,810
Ar externo 2,160 -
Infiltração - 0,288
Outros 0,412 0,412
Total 5,396 3,524
Em 1986, Chiou (1992) apresenta um método numérico para a determinação
das temperaturas ambiente interiores de veículos com ventiladores movidos à energia
solar, necessitando para isso a calcular o ganho de calor da cabine.
Stancato (1992), em sua dissertação de mestrado, apresenta dados sobre fontes
térmicas em cabines de veículos automotivos. O mesmo especifica de maneira clara a
carga térmica em veículos automotores.
Segundo o mesmo, a carga térmica total de um veículo pode ser especificada
como a soma das cargas térmicas geradas por (Figura 20):
Condução de calor através de paredes e vidros;
De irradiação solar pelos vidros;
Condução através do compartimento do motor;
Pessoas;
Admissão de ar externo (higienização);
Infiltrações e
Motores, ventiladores e luzes internas.
73
Fonte: Stancato (1992)
Figura 20 – Cargas Térmicas que agem no Ônibus.
O mesmo Stancato (1992) afirma que a carga térmica gerada pelas infiltrações
pôde ser desprezada, pois, ao se colocar o sistema de ventilação em funcionamento
com uma renovação de ar constante, cria-se uma pressão positiva no interior do
veículo, impossibilitando que as mesmas ocorram. Assim, para o cálculo da carga
interna do veículo as fontes internas e a renovação de ar podem alcançar os mais altos
valores, devendo ser alvo de uma maior atenção.
Martinho, Silva e Ramos (2004), estudam o conforto térmico na cabine de um
veículo de passeio com dimensões e geometria de um veículo multi-uso (MPV). Estes
calcularam o índice de temperatura equivalente utilizando dois métodos, para todo o
corpo e para segmentos do corpo.
Verificou que o conforto térmico não depende somente da velocidade e
temperatura do ar na cabine, mas também da topologia ou da forma com que o ar é
distribuído, influenciado principalmente pela geometria do corpo do passageiro. Seus
resultados demonstram que a carga térmica utilizada em cálculos de sistemas de
refrigeração deve levar em consideração o conforto do passageiro pela correta
distribuição do ar na cabine.
Tribess (2004) cita que a carga térmica em cabines de caminhões é equivalente
a 5,40kW e Itao (2005) apresenta uma simulação de carga térmica para veículos de
passeio, chegando a 5,68 kW.
Santos e Tribes (2006), em ensaio em túnel de vento calcularam os ganhos de
calor e a carga térmica do equipamento para um veículo automotivo de passeio.
Os resultados obtidos são apresentados na Tabela 12 e Tabela 13, (SANTOS;
TRIBESS, 2006).
Luzes, Ventiladores, Pessoas
Irradiação Solar
Condução (Motor)
Infiltração
74
Tabela 12 – Ganhos de Calor para Ensaio em Túnel de Vento para um Veículo Compacto.
Fonte de ganho de calor (kW) 50 (km/h) 100 (km/h) M. Lenta
Condução paredes e vidros 0,7172 0,7342 0,7684
Condução motor 0,1077 0,1077 0,1077
Radiação solar 0,5246 0,5246 0,5246
Ventiladores 0,2560 0,2560 0,2560
Infiltração 0,7572 0,8643 0,0000
TOTAL 2,3627 2,4869 1,6568
Tabela 13 – Carga Térmica do Equipamento.
Condições ambientais 50 (km/h) 100 (km/h) M. Lenta
Temperatura interna (ºC) 28,7 23,9 34,3
Umidade relativa interna (%) 42 47 47
Temperatura de descarga (ºC) 11,5 9,3 21,5
Ponto de orvalho (ºC) 14,5 11,9 21,4
Vazão volumétrica de ar (m³/s) 0,12 0,12 0,12
Carga térmica (kW) 4,3 3,7 3,5
Os ensaios foram realizados nas seguintes condições:
Temperatura ambiente: 43 ºC
Umidade relativa: 40 %
Incidência solar: 1,0 kW/m²
Velocidades: 50 km/h, 100 km/h e em marcha lenta
Ar-condicionado em frio máximo e ventilação máxima
Sem renovação de ar
Ventilação frontal
3.2 Descrição das Cargas Térmicas
Como já mencionado, a carga térmica total é o resultado da soma de várias
cargas menores. Para uma melhor compreensão do problema, um resumo de cada
carga térmica e sua respectiva importância é apresentado abaixo.
75
Condução Através de Paredes e Vidros
A carga térmica por condução pode ser subdividida em duas partes: paredes
externas/vidros e assoalho/compartimento do motor.
Definem-se como paredes externas e vidros as superfícies expostas ou sujeitas à
radiação solar e que tenham contato com o ambiente interno, em estudo.
O assoalho e as paredes internas do compartimento do motor, apesar de não
receberem radiação solar, transferem calor por condução entrando no cálculo da carga
térmica.
O Brasil, devido suas características geográficas, possui elevado número de dias
de Sol. Como uma das variáveis para o cálculo da energia transferida por condução é
a temperatura externa, a área e o tempo de exposição das superfícies expostas ao Sol
são de grande importância. Esta temperatura, chamada de Temperatura Superficial
Externa, é calculada em função do balanço térmico na superfície conforme Figura 21
(Stancato, 1992).
Figura 21 – Balanço Térmico para Cálculo da TSE.
onde:
Q
solar
= radiação solar total absorvida;
Q
atm
= radiação atmosférica absorvida;
Q
terr
= radiação absorvida provinda da terra;
Q
solar
Q
atm
Q
rad sup
Q
conv
Q
terr
Q
cond
76
Q
cond
= condução através da parede ou vidro;
Q
conv
= convecção com ar externo;
Q
rad sup
= radiação da superfície emitida.
Sendo que, para este balanço, as seguintes hipóteses foram assumidas:
Regime permanente, ou seja, temperaturas em equilíbrio;
Condução unidimensional através de paredes e vidros, em sua direção normal;
As superfícies internas comportam-se como corpos cinzentos difusos, sendo
desconsideradas as trocas de calor por radiação entre as mesmas.
Convecção externa modelada como superfícies planas isotérmicas inclinadas ou
não ao escoamento.
Radiação Solar Através das Janelas
Todo veículo automotor possui, por motivos óbvios, uma área envidraçada. Esta
área, que pode possuir dimensões e configurações diversas segundo necessidade ou
design, possibilita um ganho de calor considerável. Vidros, mesmo com aplicação de
película protetora, permitem que a radiação solar se adentre no ambiente interno com
maior ou menor intensidade, aquecendo painéis plásticos, tecidos e assoalho,
tornando-se então uma carga térmica.
As películas utilizadas para controle solar são constituídas de filmes
poliméricos. São normalmente aplicadas sobre o vidro já instalado, a fim de se alterar
o comportamento óptico do mesmo. Borges (2004) apresenta como benefícios gerais
do uso destas películas:
A redução/controle do ganho de calor solar e redução da perda de calor
radiante nos períodos frios (alteração da transmissão na faixa do
infravermelho próximo e médio);
A redução do desbotamento (redução da transmissão na faixa ultravioleta);
77
A privacidade e redução do ofuscamento (redução da transmissão na faixa
visível) e
A resistência à fragmentação.
As películas não-refletivas ao absorverem na faixa espectral visível, reduzem a
admissão de luz natural para o ambiente interno. Ao absorver a radiação
infravermelha, as películas terão sua temperatura superficial aumentada. Este aumento
de temperatura causará um ganho de calor indireto (por condução e por reirradiação da
energia absorvida) a ser considerado no projeto de conforto térmico do ambiente
interno.
A Tabela 14 apresenta uma comparação da transmissão, reflexão e absorção da
radiação solar visível para vidro comercial de 4 mm de espessura e para diversos
arranjos vidro+películas de controle solar Insulfim com incidência pelo lado do vidro
(BORGES, 2004).
Para as películas não-refletivas, os números presentes nos seus códigos
correspondem aos seus percentuais de transmissão na faixa do visível. Assim, por
exemplo, a película Gray20SRC deve transmitir 20 % da radiação visível.
Tabela 14 – Comparação da Transmissão, Reflexão e Absorção da Radiação Solar Visível.
Transmissão (%) Reflexão (%) Absorção (%)
Vidro 4mm 83 7 10
Azul35SRC 36 6 58
Azul60SRC 53 6 41
Gray20SRC 22 5 73
PrataII 17 38 45
Ocupantes
Cada pessoa fornece ao ambiente em estudo cerca de 103 W, devido ao seu
metabolismo.
O metabolismo refere-se ao processo dos organismos vivos por onde
substâncias são transformadas nos tecidos com uma mudança no gasto energético USP
78
(2007). A quantia total de calor metabólico produzido depende do ambiente externo e
também da dieta, tamanho corporal, idade e nível de atividade destes. A produção de
calor metabólico pode ser dividida em duas componentes: (a) taxa de metabolismo
basal, a qual depende do tamanho, cobertura superficial e idade e (b) calor produzido
pela atividade muscular.
O valor exposto considera um metabolismo médio para um ocupante sentado e
em descanso (CARRIER, 1992). O motorista, segundo Stancato (1992), tem um ganho
de calor de 375 W, para atividade de condução de veículo pesado.
Luzes e Ventiladores
Inicialmente comenta-se sobre o sistema de iluminação, que pode ser dividido
em iluminação geral e de leitura. Mas, uma característica singular neste sistema é o
período no qual o mesmo está sendo utilizado, ou seja, situações onde a iluminação
proveniente do Sol não é suficiente e/ou é inexistente.
Esta dinâmica implica que a carga térmica proveniente da radiação solar é
mínima ou nula, desonerando o sistema de refrigeração de uma grande carga térmica.
Mas, para o cálculo da carga térmica do sistema de iluminação é normalmente
calculada a soma das potências das lâmpadas internas, independentemente da
probabilidade de sua utilização. Como atualmente a maioria dos veículos possui
lâmpadas fluorescentes para iluminação geral e incandescentes para leitura, há a
necessidade de se utilizar um fator corretivo devido aos reatores.
A energia elétrica numa lâmpada incandescente comum é convertida em 10 %
em radiação visível, 80 % em radiação térmica e 10 % no ganho convectivo, mas em
uma lâmpada fluorescente, a energia elétrica é convertida em 20 % em radiação
visível, 20 % em radiação térmica e 60 % no ganho convectivo (BORGES, 2004).
Em um contexto geral, a carga térmica gerada pelo sistema de iluminação
interna é pequena, pode ser menosprezada devido às características singulares de sua
utilização.
79
Para o cálculo do ganho de calor provocado pelos ventiladores e seus
respectivos motores elétricos, deve-se fazer uma seleção dos que estão posicionados
no espaço interno ou do fluxo do ar condicionado.
Para o caso dos motores dentro do ambiente em estudo, utiliza-se para o cálculo
da carga térmica a divisão da potência de placa do motor pela sua eficiência
energética, ajustando-se unidades. Para os demais motores, utiliza-se tão somente a
potência da placa do motor.
Admissão de Ar Externo (Higienização)
A ventilação é muitas vezes definida como o movimento do ar dentro do
ambiente de estudo ou a introdução de ar externo para dentro do ambiente. Ventilação
é, realmente, é uma combinação de processos que resultam não só no fornecimento de
ar externo, mas também na retirada do ar viciado de dentro do ambiente interno. Estes
processos envolvem normalmente a entrada de ar externo, condicionamento e mistura
do ar e a exaustão de alguma parcela do ar interno.
A qualidade do ar interno pode deteriorar quando uma ou mais partes desse
processo forem inadequadas. O acúmulo de dióxido de carbono, caso quantidades
insuficientes de ar forem introduzidas e misturadas dentro do mesmo pode provocar
efeitos adversos à saúde, como dor de cabeça, mal estar, tontura e até problemas de
pele (EPA, 2003).
A taxa na qual o ar externo é introduzido no ambiente interno é especificada por
normas ASHRAE. Ela é baseada na necessidade de controle dos odores e dos níveis de
CO
2
. O dióxido de carbono é um componente do ar externo, mas ele pode ser
produzido internamente e seu excesso, sua acumulação interna, pode indicar uma
ventilação inadequada (EPA, 2003).
80
Condução Através do Compartimento do Motor
O motor, por sua dinâmica de funcionamento trabalha em elevadas
temperaturas, característica própria devido à combustão interna. Por necessidade e
estética, o mesmo é instalado em um compartimento relativamente isolado.
O isolamento utilizado visa à diminuição de transmissão de ruído e calor para o
ambiente interno. O ganho de calor ocorre por condução, apesar de ser pequeno em
relação às demais cargas.
Em alguns modelos de ônibus pode-se sentir uma diferença na temperatura da
parede quando esta faz fronteira com o compartimento do motor.
3.3 Condições Adotadas no Trabalho
Este trabalho considera a carga térmica calculada por Stancato (1992) para um
ônibus rodoviário monobloco (Figura 22) como a carga térmica a ser retirada pelo
sistema de refrigeração em estudo, adotando as condições externas explicitadas abaixo.
A Tabela 15 foi obtida por Stancato considerando-se uma admissão de ar
externo de 2,5.10
-3
m³/s por pessoa, para 52 pessoas em repouso (ASHRAE, 1997),
totalizando 477 m³/h, e com as seguintes condições externas:
Temperatura Externa de Bulbo Seco/Bulbo Úmido: 30 ºC / 25 ºC
Temperatura Interna de Bulbo Seco/Umidade Relativa: 25 ºC / 60 %
Temperatura do asfalto: 39 ºC
Velocidade do veículo: 0 m/s
Local: Recife (Latitude 8,04º S, Longitude 34,08º O)
81
Tabela 15 – Resultados de Simulação de Carga Térmica em Ônibus.
Admissão Percentual
Fonte de carga térmica
(kW) (BTU/h)
(%)
Condução através de paredes 2,296 7.841 12
Condução através de vidros 0,755 2.579 4
Condução através do compartimento do motor 0,054 184 1
Radiação solar 5,244 17.909 28
Pessoas 5,575 19.040 29
Admissão de ar externo 4,147 14.163 22
Motores de ventilação 0,720 2.459 4
Total 18,791 64.175 100
Principais dados do ônibus (Figura 22):
- Fabricante: Mercedez-Benz do Brasil
- Modelo 0371-RSD
- Largura: 2,60 m
- Altura: 1,70 m (do assoalho do bagageiro até a base das janelas)
- Comprimento Total: 13,2 m
- Comprimento das Janelas Laterais: 1,467 m
- Altura das Janelas Laterais: 0,7 m
Fonte: Stancato (1992)
Figura 22 – Principais Medidas do Ônibus Modelo 0371-RSD.
Com exceção do assoalho da cabine e do veículo, todas as paredes são
compostas por chapa de aço, isolante termo-acústico e revestimento interno. As
chapas variam de 1 a 2 mm de espessura e o revestimento é construído de Duraplac
(5mm) ou plástico (Stancato, 1992).
82
A Tabela 16 apresenta os pricipais materiais componentes das paredes e
assoalho.
Tabela 16 – Composição das Superfícies do Ônibus.
Superfícies Material Espessura (mm)
Assoalho (Proteção) Chapa de Aço 3
Assoalho Madeira 16
Laterais direita e esquerda Isopor 40
Parede traseira Isopor 30
Teto Lã de Vidro 30
Janelas Vidro 5
3.4 Benchmark
A Tabela 17 apresenta a capacidade de equipamentos de refrigeração por
compressão de vapor utilizados no condicionamento de ônibus de porte semelhante ao
estudado.
Tabela 17 – Capacidades Térmicas de Equipamentos de Ar-Condicionado para Ônibus.
Capacidade Térmica
Fabricante Modelo
(kW) (BTU/h)
Carrier AC 343 III 27,8 95.000
Climabuss A30P 32,8 112.000
ThermoKing
LRT-SP
36,6 125.000
Spheros Aerosphere 300 Tropical 35,0 120.000
A ThermoKing (2007) especifica seu equipamento para ônibus rodoviários para
as seguintes condições:
Temperatura de bulbo seco externa: 35 ºC;
Temperatura de bulbo seco interna: 27 ºC;
Temperatura de bulbo úmido externa: 19 ºC;
83
Vazão máxima no evaporador: 5.440 m³/h
Vazão média no evaporador: 2.330 m³/h
A Carrier Transicold (2007) apresenta o sistema para as seguintes condições:
Vazão no evaporador: 4.200 m³/h
Taxa de renovação de ar: 0 - 20 % (0 – 840 m³/h)
A Climabuss (2007) apenas especifica seu equipamento apenas pelo número de
pessoas. O modelo utilizado para comparação foi dimensionado para 60 pessoas.
A Spheros (2008) apresenta seu sistema para as seguintes condições:
Vazão no evaporador: 6.300 m³/h
Compressor/Capacidade: Bitzer 4PFCY/558 cm³
Tomando como referência produtos que cumprem semelhante função,
benchmark, verifica-se que o cálculo feito por Stancato está abaixo do normalmente
vendido no mercado brasileiro.
Questionando-se o setor de engenharia de um fabricante, o mesmo alega que,
por ser seu produto exportado para diversos países, o cálculo não se ateve às condições
ambientais brasileiras.
Realizando cálculo segundo ASHRAE, Apêndice A, obtêm-se carga térmica de
19,78 kW, aproximando-se da calculada por Stancato (1992).
84
CAPÍTULO 4 MODELAGEM TERMODINÂMICA
4.1 Balanço de Energia do Motor de Combustão Interna
Faz-se abaixo o balanço de energia de motores de combustão interna, ciclo Otto
e ciclo Diesel.
4.1.1 Motor Otto
Heywood (1988), afirma que o balanço térmico de motores de combustão
interna (MCI) apresenta como resultado uma perda de energia da ordem de 20 a 35 %
pelos gases de combustão e 16 a 35 % pela água de arrefecimento conforme ciclo
seguido (diesel ou otto). A Tabela 18 apresenta o balanço de energia proposto por
Heywood (1988) para motores automotivos trabalhando a máxima potência. A Figura
23 apresenta o diagrama de Sankey para um MCI, ciclo Otto genérico.
Tabela 18 – Percentual do Poder Calorífico do Combustível para Motores Automotivos a Máxima Potência.
P
e
(%)
ref
Q
&
(%)
misc
Q
&
(%)
cie
H
,
&
(%)
comb
Q
&
(%)
Motor Otto 25 - 28 17 - 26 3 - 10 2 - 5 34 - 45
Motor Diesel 34 - 38 16 - 35 2 - 6 1 - 2 22 - 35
Onde:
P
e
- Potência de Eixo
ref
Q
&
- Energia Calorífica de Refrigeração
misc
Q
&
- Energia Calorífica Rejeitada pelo óleo
cie
H
,
&
- Perda de Calor devido à combustão Incompleta
comb
Q
&
- Energia da Combustão (
PCIm
comb
.
&
)
85
O diagrama proposto por Heywood (1988) indica que a energia provinda da
combustão (
comb
Q
&
) pode ser dividida de imediato em potência indicada (P
ind
), fluxo de
energia contida nos gases de exaustão (
e
E
&
) e calor transferido pelas paredes (
par
Q
&
).
A potência indicada (P
ind
) é a soma da potência de eixo (P
e
) e a potência de
atrito total (P
Atot
). O primeiro termo desta soma é sempre positivo e deseja-se majorá-
lo sempre. Enquanto o segundo termo é sempre negativo, retirando energia/potência
do sistema, este deve ser sempre o menor possível.
Figura 23 – Diagrama de Sankey para um Motor a Combustão Interna.
Da potência de atrito total (P
Atot
) pode-se ainda separar a potência de atrito dos
pistões (P
Apist
). Esta é retirada pelo sistema de resfriamento do MCI.
O fluxo de energia contida nos gases de exaustão (
e
E
&
) por sua vez é
subdividida em fluxo de energia sensível para a atmosfera (
ase
E
,,
&
), fluxo de energia
por combustão incompleta (
ice
E
,
&
), fluxo de calor para o líquido de arrefecimento
86
(
ea
Q
,
&
), perda de calor por radiação do sistema de exaustão (
re
Q
,
&
) e perda de calor por
radiação do sistema de exaustão (
re
E
,
&
).
Santos e Arroyo (2000) realizou ensaios em um MCI, de 4 cilindros e 4 tempos,
alimentado a álcool etílico utilizando um dinamômetro de corrente Foucoult, marca
Schenk, tipo W70 e um motor de 4 cilindros, 1,6 litros à álcool, OHC.
O freio a corrente de Foucault é constituído por dois discos de função girando
na frente das extremidades de potentes eletroímãs. Estes últimos são solidários a uma
estrutura móvel cujo deslocamento é controlado por um dispositivo de mola. O motor
aciona os dois discos, excitando os eletroímãs e obtendo-se um fluxo magnético fixo,
que cria nos discos de rotação correntes elétricas (correntes de Foucault). A reação
destas correntes tem por efeito frear a rotação dos discos, provocando uma tração nos
eletroímãs. Variando a importância da excitação, varia-se a eficácia da frenagem.
O modelo proposto por Santos e Arroyo (2000) utiliza um gerador dividido em
02 estágios separados, Figura 24. O primeiro estágio utiliza a água de arrefecimento
do MCI para pré-aquecer a mistura de LiBr-H
2
O. No segundo estágio os gases de
exaustão cedem a energia necessária à solução para o funcionamento do sistema.
Fonte: SANTOS e ARROYO (2000)
Figura 24 – Esquema do Sistema de Refrigeração.
87
A Figura 25 apresenta o consumo medido de combustível (etanol) para 30 %,
50 % e 100 % de carga (SANTOS e ARROYO, 2000). Da mesma forma, a Figura 26
apresenta a temperatura dos gases de exaustão e a Figura 27 a potência de eixo do MCI
testado.
0
0,001
0,002
0,003
0,004
0,005
0,006
900 2000 2500 3000 3500 4000 4500
Rotação (rpm)
Consumo Combustível (kg/s)
30%
50%
100%
Figura 25 – Consumo Medido de Combustível.
0
50
100
150
200
250
300
350
400
450
500
900 2000 2500 3000 3500 4000 4500
Rotação (rpm)
Temperatura (ºC)
30%
50%
100%
Figura 26 – Temperatura dos Gases de Exaustão.
88
Com base nos resultados obtidos, Santos e Arroyo (2000) obteve a potência de
eixo para as cargas ensaiadas, Figura 27.
Conforme os mesmos, o balanço térmico é utilizado para se avaliar a
distribuição de energia do MCI, equação (1)
saaguagaseseradconveaáguacar
hmEPQQhmE
,,/
&
&
&&
&
&
++++=+
(8)
A vazão mássica de ar, a energia transferida aos gases de exaustão e a energia
transferida à água de arrefecimento podem ser determinadas pelas equações (9), (10) e
(11).
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
2000 2500 3000 3500 4000 4500
Rotação (rpm)
Potência (kW)
30%
50%
100%
Figura 27 – Potência de Eixo.
v
..
..2
η
N
T
m
R
VP
m
ar
=
&
(9)
onde
m
R
é constante para o ar.
89
(
)
combpcombarpargasespcombargases
TcmTcmTcmmE
combargases
&&&&
&
−−+=
(10)
(
)
easaaguaagua
hhmE
,,
−=
&
&
(11)
Para os ensaios realizados as seguintes temperaturas e pressões foram mantidas
constantes, Tabela 19 (SANTOS e ARROYO; 2000).
Tabela 19 – Pressão e Temperatura do Sistema de Absorção.
Componente Temperatura (ºC) Pressão (kPa)
Gerador (2º estágio) 100 7,38
Condensador 40 7,38
Evaporador 10 1,23
Absorvedor 30 1,23
Nas condições especificadas dadas as soluções fraca e forte de LiBr possuem
concentrações de 50,0 % e 66,4 % respectivamente.
O balanço de massa em torno dos geradores e trocador de calor é realizado
pelas equações (12), (13) e (14).
32
mmm
&&&
+=
(12)
ga
XmXm
..
21
&&
=
(13)
11213322
...
hmQQhmhm
gg
&&&
++=+
(14)
O balanço de energia no evaporador é feito utilizando a equação (15).
90
(
)
esevap
hhmq
−= .
3
&&
(15)
A energia disponível no gerador, Figura 28 e a capacidade de refrigeração do
evaporador em função da rotação do motor e da carga, Figura 29, são apresentadas
abaixo.
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
0 1000 2000 2500 3000 3500 4000 4500
Rotação (rpm)
Energia (kW)
30%
50%
100%
Figura 28 – Energia Disponível no Gerador.
0
5
10
15
20
25
30
35
40
0 1000 2000 2500 3000 3500 4000 4500
Rotação (rpm)
Energia (kW)
30%
50%
100%
Figura 29 – Capacidade de Refrigeração.
91
4.1.2 Motor Diesel
Como em um motor operando no ciclo Otto, um motor Diesel tem seu consumo
variando com a rotação do motor, com o número de cilindros, com a potência exigida
(carga), entre muitas variáveis.
Dado a semelhança das curvas de desempenho informadas pela Mercedes Benz
do Brasil (2004) para os motores estudados e a relativa constância do consumo
específico em ampla faixa de rotação, em motores diesel supõe-se que os consumos
específicos nas condições de uso sejam proporcionais aos consumos específicos
mínimos.
Ministério da Ciência e Tecnologia - MCT (2006) apresenta o consumo
específico médio para motores diesel como média ponderada dos consumos
específicos das diversas categorias de veículos. As categorias e os respectivos valores
são apresentados na Tabela 20.
Tabela 20 – Consumo Específico Mínimo por Categoria de Veículos de Transporte Rodoviário.
Categoria
Potência Nominal
(kW)
Consumo Específico Mínimo
(kg/kW.h)
Comerciais leves 90 0,201
Caminhões 195 0,192
Ônibus 155 0,197
De forma mais detalhada para a categoria ônibus, MCT (2006) apresenta o
consumo específico versus a rotação do motor é dado pela Figura 30.
92
0,185
0,19
0,195
0,2
0,205
0,21
0,215
0,22
0,225
1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600
Rotação [rpm]
Consumo [kg/kW.h]
Fonte: MCT (2006)
Figura 30 – Consumo Específico de Diesel x Rotação do Motor para Categoria Ônibus.
Neste trabalho os motores do fabricante Mercedes-Benz, modelos M 366 LA,
OM 457 LA, OM 904 LA, OM 906 LA e OM 924 LA foram estudados. No Anexo
apresenta-se as curvas de potência, consumo específico e torque em função da rotação
para os motores estudados. As Figuras 31 a 33 apresentam as curvas para o conjunto
de motores.
Para efeito de cálculo, um motor diesel de 06 cilindros em linha, com potência
máxima de 265 kW possui consumo específico médio de 0,218 kg/kW.h de
combustível para uma rotação de 1000 rpm.
A rotação especificada corresponde à mínima potência disponível para este tipo
de motor (73 kW), pior situação para o sistema de absorção pela menor quantidade de
gases de exaustão (Figura 31).
93
0,000
0,050
0,100
0,150
0,200
0,250
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Consumo (kg/kWh)
M 366 LA OM 457 LA OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Fonte: MBB (2004)
Figura 31 – Consumo Específico de Diesel x Rotação.
0
50
100
150
200
250
300
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Potência Eixo (kW)
M 366 LA OM 457 LA OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Fonte: MBB (2004)
Figura 32 – Potência de Eixo x Rotação.
Nesta situação, o motor em questão consome 5,6.10
-3
kg/s de combustível,
conforme indicação da Mercedes-Benz do Brasil (2004). Considerando uma mistura
combustível-comburente estequiométrica de 1:14,45 e um excesso de ar de combustão
94
de 100 %, tem-se uma vazão mássica de gases de combustão de 0,110 kg/s saindo do
motor a uma temperatura de aproximadamente 450 ºC (LUKANIN, 1985).
A Figura 33 apresenta a vazão mássica de gás de exaustão, calculada a partir
dos dados obtidos da MBB (2004).
0,00
0,05
0,10
0,15
0,20
0,25
0,30
0,35
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Vazão (kg/s)
M 366 LA OM 457 LA OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Figura 33 – Vazão de Gás de Exaustão.
Gases de Exaustão
O processo de combustão é uma reação química de oxidação que se processa
em altas temperaturas. Nos motores em geral, o processo de combustão oxida uma
parcela dos componentes que são admitidos no interior do cilindro. O combustível
derivado de petróleo é uma mistura de hidrocarbonetos que contém outros materiais,
tais como enxofre, vanádio, sódio, potássio, etc. Por outro lado, o ar, comburente da
reação, é uma mistura de gases diversos, sendo que o oxigênio é o gás o que interessa
ao processo de combustão. A Tabela 21 apresenta, de acordo com o respectivo estado,
as principais emissões de um motor diesel (CORRO, 2002).
95
Tabela 21 – Emissões de Motores Diesel.
Gasoso Líquido Sólido
N
2
CO
2
CO
H
2
NO/NO
2
SO
2
/SO
3
HC (C
2
– C
15
)
Oxigenados
Nitrogênio orgânico
Compostos sulfúricos
H
2
O
H
2
SO
4
HC (C
2
– C
15
)
Oxigenados
Poliaromáticos
Fuligem
Metais
Compostos Inorgânicos
Sulfatos
Hidrocarbonetos Sólidos
Reis (2005) classifica ainda as emissões como Compostos Orgânicos Voláteis
(VOC) e Compostos Orgânicos Voláteis Exceto o Metano (NMVOC).
Por NMVOC entende-se todos os compostos orgânicos exceto o metano que a
273,15 K apresentam uma pressão de vapor menor que 0,01 kPa ou apresentam uma
volatilidade comparável sob as condições de aplicação.
O setor de transportes é responsável por 41% das emissões de NMVOC na
atmosfera, enquanto que a utilização de solventes orgânicos por várias aplicações são
responsáveis por mais 32%, seguidos de processos de produção industrial (REIS,
2005).
A Tabela 22 apresenta a composição média dos gases de exaustão (PEREIRA,
2005).
Para efeito de estudo da combustão no motor, a relação ar-combustível é
definida como a relação entre a vazão mássica de ar pela vazão mássica de
combustível, equação (16), e a relação combustível-ar é o inverso da primeira, equação
(17).
96
Tabela 22 – Composição Média dos Gases de Exaustão.
Componentes
h
kW
kg
.
.10
3
% kg
Nitrogênio N
2
4.619,57 73,99
Gás Carbônico CO
2
692,93 11,10
Oxigênio O
2
665,76 10,66
Vapor d’água H
2
O
244,57 3,92
Óxidos de Nitrogênio
NO
x
15,61 0,25
Hidrocarbonetos não queimados HC 3,26 0,05
Monóxido de Carbono CO 0,54 0,01
Material particulado PM 0,68 0,01
Anidrido Sulfuroso SO
2
0,84 0,01
comb
ar
m
m
CA
&
&
=
/
(16)
ar
comb
m
m
AC
&
&
=
/
(17)
Heywood (1988) limita a relação ar-combustível (e a relação combustível-ar)
para motores diesel em
7018 ≤≤ CA
e 056,0014,0
≤
≤
AC .
Como os produtos da combustão são significantemente diferentes, variando
conforme curva e misturas de combustível, e como a relação estequiométrica depende
da composição deste combustível, Heywood (1988) propõe uma relação entre a
relação combustível-ar real e a relação combustível-ar estequiométrica, chamada de
relação combustível-ar equivalente (
φ
), equação (18).
97
(
)
( )
estequ
real
AC
AC
=
φ
(18)
A relação combustível-ar equivalente varia entre 0 e 1. A Figura 34 apresenta a
composição dos gases de exaustão de diversos motores diesel em frações molares
(base seca) em função da relação combustível-ar equivalente. Cada notação no gráfico
representa um tipo de motor diesel estudado por Heywood.
Desde que motores diesel normalmente operam com
φ
próximo de 0,8
(
8
,
0
≅
φ
) e processo de combustão é essencialmente completo (ineficiência da
combustão menor que 2 %), a composição dos seus gases de exaustão segue a Figura
34 (HEYWOOD, 1988).
Figura 34 – Composição dos Gases de Exaustão de Motores Diesel em Frações Molares em Base Seca em
Função da Relação Combustível-Ar Equivalente.
De acordo com Boehm (apud RODRIGEZ, 2007) é possível calcular um
percentual em massa de cada componente para compor uma equação que represente o
calor específico dos gases de exaustão. A equação (19) apresenta o resultado para a
combustão do diesel.
10
3
7
2
5
10
3168,1
10
02996,3
10
39987,3
003952,1
TTT
C
p
−++=
(19)
98
Considerando-se ainda a composição média dos gases de exaustão, pode-se
calcular o calor específico a pressão constante dos gases de exaustão em função da
temperatura segundo Wylen e Sonntag (1997).
A Figura 35 apresenta a curva referente ao calor específico dos gases para os
dois métodos de cálculo.
1
1,05
1,1
1,15
1,2
1,25
1,3
1,35
300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500
T (K)
Cp (kJ/kgK)
Wylen
Boehm
Figura 35 – Calor Específico a Pressão Constante Médio dos Gases de Exaustão em Função da Temperatura.
Conforme afirma a Figura 34, os gases de exaustão de MCI operando em ciclo
diesel com
φ
próximo de 0,8 são compostos basicamente de CO
2
. Considerando que a
diferença entre o calor específico dos gases de exaustão e do CO
2
para a temperatura
de trabalho observa-se uma diferença de aproximadamente 0,56 %. Assim, para a
realização do balanço de energia no gerador utilizam-se os valores obtidos para o
cálculo de calor específico para CO
2
.
Desta forma, o motor especificado disponibiliza aproximadamente 29,0 kW
para o sistema de refrigeração.
99
0
10
20
30
40
50
60
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Q (kW)
M 366 LA OM 457 LA OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Figura 36 – Energia Disponível no Gerador x Rotação.
Considerando que em SRA de simples efeito têm-se COP menor que a unidade,
a Figura 37 apresenta a energia disponível admitindo-se COP=0,7.
0
5
10
15
20
25
30
35
40
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Q (kW)
M 366 LA OM 457 LA OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Figura 37 – Energia Disponível no Gerador x Rotação considerando COP = 0,7.
100
4.2 Hipóteses de Dimensionamento Básico
Para realizar uma estimativa do tamanho do equipamento de absorção de
simples efeito de LiBr-H
2
O e avaliar seu desempenho, devem-se ser consideradas
suposições básicas e valores de entrada.
As suposições básicas são (HEROLD, 1996):
− No regime permanente o refrigerante é água pura;
− Não há mudanças de pressão exceto durante nas válvulas de expansão e bomba;
− Nos pontos 1, 4 e 8 há somente líquido saturado;
− No ponto 10 têm-se somente vapor saturado;
− O processo de expansão é adiabático;
− A bomba é isentrópica;
− Não há perdas de calor pelo invólucro.
Os parâmetros de projeto considerados neste trabalho são listados na Tabela 23.
Tabela 23 – Parâmetros de Projeto para o Sistema de Absorção de Simples Efeito de LiBr-H
2
O.
Parâmetro Símbolo Valor
Capacidade Frigorífica do Evaporador (kW)
e
Q
&
18,7
Temperatura padrão de referência (ºC) T
0
20,0
Temperatura da solução na saída do trocador de calor (ºC) T
3
65,0
Temperatura da solução na saída do gerador (ºC) T
4
90,0
Temperatura do vapor na saída do gerador (ºC) T
7
85,0
Temperatura do Evaporador (ºC) T
9
6,0
Concentração padrão de referência (%) X
0
50,0
Concentração da solução fraca (% LiBr) X
1
55,0
Concentração da solução forte (% LiBr) X
4
60,0
Pressão Atmosférica (kPa) P 100,0
Título da solução fraca (%) Q
1
0,0
Título da solução forte (%) Q
4
0,0
Título do refrigerante na saída do condensador (%) Q
8
0,0
Título do refrigerante na saída do evaporador (%) Q
10
1,0
101
Para melhor entendimento, reapresenta-se o esquema do SRA, Figura 38.
Figura 38 – Pontos de Estudo no Ciclo de Absorção de Simples Efeito.
Para o cálculo de trocadores de calor, adotam-se os parâmetros apresentados por
HEROLD (1996), Tabela 24.
Tabela 24 – Parâmetros de Projeto para Componentes do Sistema.
Componente Símbolo Unidade Valor
Absorvedor UA
a
(kW/K) 1,8
Condensador UA
c
(kW/K) 1,2
Evaporador UA
e
(kW/K) 1,0
Gerador UA
g
(kW/K) 2,25
Trocador de Calor Eff (%) 64
4.3 Análise Energética
4.3.1 Análise do Evaporador
Desde que o refrigerante no evaporador é vapor saturado de água e a
temperatura (T
10
) é um dado de entrada, a pressão de saturação e a entalpia no ponto
10 são calculadas. A entalpia no ponto 9 é determinada a partir do processo de
102
estrangulamento que ocorre no refrigerante na válvula de expansão, o qual permite que
h
9
= h
8
.
Para determinar h
8
, utiliza-se a pressão no ponto, pressão alta do sistema.
Desde que no ponto 4 a concentração da solução e a temperatura no estado saturado
foram adotadas, a pressão de saturação do LiBr pode ser calculada. Considerando que
a pressão no ponto 4 é a mesma que a do ponto 8, então a entalpia neste ponto também
pode ser calculada.
Uma vez que os valores da entalpia de todas as entradas do evaporador são
conhecidos, balanços de massa e energia podem ser aplicados para achar o fluxo de
massa de refrigerante e a taxa de transferência de calor no evaporador.
O balanço de massa no evaporador é dado pela equação (20).
109
mm
&&
=
(20)
O balanço de energia no evaporador é representado pelas equações (21) e (22).
991010
hmhmQ
e
&&
&
−=
(21)
18181717
hmhmQ
e
&&
&
−=
(22)
Já que a capacidade frigorífica exigida ao sistema de refrigeração é conhecida a
vazão mássica de refrigerante pode ser calculada.
4.3.2 Análise do Absorvedor
Desde que o valor de
10
m
&
é conhecido, o balanço de massa sobre o absorvedor é
dado pelas equações (23) e (24).
6101
mmm
&&&
+=
(23)
103
e
6611
mXmX
&&
=
(24)
As concentrações X
1
e X
6
são dados de entrada, logo
1
m
&
e
6
m
&
podem ser
calculadas.
A taxa de transferência de calor no absorvedor pode ser determinada pelos
valores da entalpia de cada ponto.
No ponto 1, a entalpia é determinada a partir da concentração (X
1
) e supõe-se
que seu estado é líquido saturado na mesma pressão que a do evaporador para a
pressão de evaporação. O valor da entalpia no ponto 6 é determinado do modelo de
estrangulamento, que fornece h
6
= h
5
.
A entalpia no ponto 5 não é conhecida, mas pode ser determinada do balanço de
energia no trocador de calor da solução.
O balanço de energia no absorvedor é dado pela equação (25).
11661010
hmhmhmQ
a
&&&
&
−+=
(25)
4.3.3 Análise do Trocador de Calor da Solução
Assumindo ser o trocador de calor adiabático a equação (26) pode ser utilizada.
55334422
hmhmhmhm
&&&&
+=+
(26)
A temperatura no ponto 3 é uma variável de entrada e, desde que a
concentração nos pontos 1 a 3 seja a mesma, a entalpia nestes pontos pode ser
determinada.
Efetivamente, o estado do ponto 3 deve ser de líquido subresfriado, mas a pressão tem
um efeito insignificante sobre a entalpia do líquido subresfriado. Assim, pode-se
assumir o valor saturado na mesma temperatura e concentração sem erro significativo.
104
A entalpia do ponto 2 pode ser determinada de um modelo de bomba
isentrópica. A potência mínima de entrada (
W
&
) pode ser calculada pela equação (27).
(
)
1211
ppmW −=
ν
&
&
(27)
Na equação (27), assume-se que o volume específico (ν) da solução líquida não
sofre mudança apreciável do ponto 1 ao 2.
Logo, a entalpia no ponto 5 pode ser calculada utilizando-se a equação (26). A
temperatura neste ponto pode ser também determinada pelo valor da entalpia
calculado.
4.3.4 Análise do Gerador
O calor de entrada no gerador é determinado pelo balanço de energia, equação
(28).
337744
hmhmhm
g
Q
&&&
&
−+=
(28)
A entalpia do ponto 7 pode ser determinada, desde o estado deste seja de vapor
de água superaquecido. A entalpia pode ser determinada quando a pressão e
temperatura forem conhecidas.
A efetividade do gerador (Eff
g
) é calculada pela equação (29).
(
)
( )
711
1211
TT
TT
Eff
g
−
−
=
(29)
105
4.3.5 Análise do Condensador
O calor do condensador pode ser determinado pelo balanço de energia nas
equações (30) e (31).
(
)
877
hhm
c
Q −=
&
&
(30)
e
15151616
hmhmQ
c
&&
&
−=
(31)
A efetividade do condensador (Eff
c
) é calculada pela equação (32).
(
)
( )
815
1615
TT
TT
Eff
c
−
−
=
(32)
4.3.6 Coeficiente de Desempenho (COP)
O COP do sistema de absorção é definido como:
g
e
Q
Q
COP
&
&
=
(33)
4.4 Análise Exergética
O método da análise exergética consiste na avaliação qualitativa das perdas
através da análise pela 2ª Lei da Termodinâmica. Uma tendência que se observa pela
atuação de diversos pesquisadores é de que este tipo de avaliação vem gradualmente
assumindo papel relevante nos processos de análise de sistemas térmicos sem, no
106
entanto, desprezar a análise de 1ª Lei (balanço energético), antes complementando-a e
reforçando-a. A expressão exergia é dada às parcelas da energia efetivamente
transformáveis em trabalho, quando se desprezam as variações de energia cinética e
potencial de um sistema aberto. Mediante tal conceito é possível expressar a energia
como sendo composta de duas parcelas, a primeira delas possível de ser transformada
em trabalho, a exergia, e a outra que não pode ser transformada em trabalho, que se
denominou anergia (NOGUEIRA et al.; 1989).
Quando um sistema estiver em equilíbrio com o meio, não ocorrerá nenhuma
reação espontânea de estado e o sistema não será capaz de realizar o trabalho.
Portanto, se um sistema, num dado estado, sofre um processo inteiramente reversível
até atingir um estado em que ele esteja em equilíbrio com o meio, o sistema terá
realizado o máximo trabalho reversível.
Se um sistema está em equilíbrio com o meio, ele deve certamente estar em
equilíbrio de pressão e temperatura, isto é, à pressão P
0
e temperatura T
0
. Também
deve estar em equilíbrio químico implicando em não ocorrer mais alguma reação
química. O equilíbrio com o meio requer que o sistema tenha velocidade zero e
energia potencial mínima. Exigências análogas são estabelecidas em relação aos
efeitos magnéticos, elétricos e de superfícies, se estes forem relevantes num dado
problema.
Segundo Silveira e Lacava (1992) a exergia inclui, além das parcelas
relacionadas ao equilíbrio termodinâmico, parcelas devidas à diferença de
concentração entre espécies químicas, ao potencial químico associado às reações, etc.,
segundo a equação (34).
( ) ( )
∑
=
++∆+++−−−=
n
i
iif
i
iii
xvRTGgz
V
ssThhex
1
0
0
0
2
000
...ln
2
(34)
De acordo com Wall (1990) e Ebinuma (1990) para o sistema energético
apresentado é suficiente considerar apenas a parcela referente ao equilíbrio
termodinâmico, ou seja:
107
(
)
(
)
000
ssThhex
iii
−−−=
(35)
Para o cálculo da exergia do ar e os gases de combustão, utiliza-se a equação
(36), considerando
KkgkJc
ar
p
./ 0035,1
=
e KkgkJc
gases
p
./ 1414,1
=
(
)
(
)
(
)
[
]
0000
PPRLnTTLnTTTcex
ararp
−−−=
(36)
A Irreversibilidade no componente evaporador é dada pela equação (37).
( )
−+−=
e
ee
T
T
QexexmI
0
1099
1
&
&
(37)
Da mesma forma, a equação (38) apresenta a irreversibilidade para o
absorvedor.
−−−+=
a
aa
T
T
QexmexmexmI
0
11661010
1
&
&&&
(38)
A equação (39) apresenta a irreversibilidade para o trocador de calor da
solução.
(
)
(
)
544322
exexmexexmI
hx
−+−=
&&
(39)
O gerador normalmente possui a maior irreversibilidade em função de sua
característica, esta é calculada segundo equação (40).
−+−−=
g
gg
T
T
QexmexmexmI
0
774433
1
&
&&&
(40)
A equação (41) apresenta a irreversibilidade para o Condensador.
108
( )
−−−=
c
cc
T
T
QexexmI
0
877
1
&
&
(41)
As menores irreversibilidades do sistema estão presentes na bomba, equação
(42), nas válvulas de expansão da mistura e do refrigerante, equações (43) e (44),
respectivamente.
(
)
211
exexmI
b
−=
&
(42)
(
)
655
exexmI
vs
−=
&
(43)
(
)
988
exexmI
vr
−=
&
(44)
Calculam-se ainda as eficiências exergética (ε
εε
ε
x
) e de Bosjnakovic (ψ
ψψ
ψ). A
primeira relaciona a variação da exergia do produto com a variação da exergia dos
insumos utilizados no processo. A segunda relaciona a saída de exergia pela entrada da
mesma no equipamento.
Para o evaporador, equações (45) e (46), respectivamente.
(
)
( )
1099
171817
exexm
exexm
x
−
−
=
&
&
ε
(45)
171799
18181010
exmexm
exmexm
&&
&&
+
+
=
ψ
(46)
As eficiências para o absorvedor são calculadas pelas equações (47) e
(48).
109
(
)
( )
66101011
141313
exmexmexm
exexm
x
&&&
&
+−
−
=
ε
(47)
1313101066
141411
exmexmexm
exmexm
&&&
&&
++
+
=
ψ
(48)
Para o trocador de calor da solução, equações (49) e (50).
(
)
( )
544
322
exexm
exexm
x
−−
−
=
&
&
ε
(49)
4422
5533
exmexm
exmexm
&&
&&
+
+
=
ψ
(50)
Para o gerador, equações (51) e (52).
( )
121111
337744
exexm
exmexmexm
x
−
−
+
=
&
&&&
ε
(51)
111133
12127744
exmexm
exmexmexm
&&
&&&
+
++
=
ψ
(52)
Para o condensador, equações (53) e (54).
(
)
( )
877
161515
exexm
exexm
x
−−
−
=
&
&
ε
(53)
151577
161688
exmexm
exmexm
&&
&&
+
+
=
ψ
(54)
As eficiências para a bomba são calculadas pelas equações (55) e (56).
110
Wexm
exm
x
&
&
&
+
=
11
22
ε
(55)
11
22
exm
exm
&
&
=
ψ
(56)
Para a válvula de expansão do refrigerante, equações (57) e (58).
(
)
88
989
exm
exexm
x
&
&
−
=
ε
(57)
88
99
exm
exm
&
&
=
ψ
(58)
E, finalmente, para a válvula de expansão da solução, utiliza-se as equações
(59) e (60).
(
)
55
656
exm
exexm
x
&
&
−
=
ε
(59)
55
66
exm
exm
&
&
=
ψ
(60)
4.5 Dimensionamento Básico dos Componentes
Os componentes do sistema de refrigeração são dimensionados para
determinação dos respectivos fluxos de energia.
111
4.5.1 Parâmetros Básicos do Evaporador
Máquinas de absorção geralmente são projetadas como chillers, i.e., produzem
água gelada, que atua como um segundo ciclo, necessitando de um trocador de calor
(fan-coil) para condicionar o ambiente desejado (ZOGG, FENG,
WESTPHALEN
;
2006). No entanto, a temperatura do ar ambiente pode ser reduzida por um sistema de
expansão direta, utilizando o próprio evaporador do sistema de absorção.
Neste modelo, o evaporador retira calor sensível e calor latente do ar através de
processo psicrométrico de resfriamento com desumidificação. A energia recebida
entra na forma de calor latente no sistema, provocando a vaporização do refrigerante
(água) à baixa pressão.
A capacidade frigorífica do evaporador pode ser calculada pelos métodos da
diferença média logaritma de temperaturas (LMTD) e ε-NUT, conforme equação (61)
e (62).
eeee
TFAUQ ∆= ..
&
(61)
onde, para a equação (61):
(
)
(
)
−
−
−
−
−
=∆
1018
1017
10181017
ln
TT
TT
TTTT
T
e
(62)
Define-se a efetividade do evaporador (Eff
e
) como:
(
)
( )
1017
1817
TT
TT
Eff
e
−
−
=
(63)
SHAH e SEKULIÉ (2003), definem a efetividade para evaporadores como -
equação (64).
112
NUT
e
eEff
−
−=1
(64)
onde o Número Unitário de Transferência (NUT) é dado pela equação (65).
(
)
( )
1018
1017
TT
TT
NUT
−
−
=
(65)
Na equação (61), SHAH e SEKULIÉ (2003) apresentam o fator F como –
equação (66).
( )
RNUT
P
RP
F
−
−
−
=
1
1
1
ln
(66)
onde:
1017
1817
TT
TT
P
−
−
=
(67)
e
1817
910
TT
TT
R
−
−
=
(68)
A Tabela 25 apresenta os resultados para as condições impostas no SRA.
113
Tabela 25 – Parâmetros Básicos do Evaporador.
Área de Transferência de Calor A 19,21 m
2
Efetividade Eff
hx
0,7273
Número de Unidades de Transferência NUT 1,299
Coeficiente Global de Transf. de Calor U 56 W/m
2
.K
Fator de Correção LMTD F 1
4.5.2 Parâmetros Básicos do Absorvedor
O processo de absorção envolve a mistura de dois fluidos com transferência
simultânea de calor e massa entre o vapor d’água proveniente do evaporador e a
solução de H
2
O-LiBr
A taxa de transferência de calor neste caso é dada pela equação (69).
aaa
TUAQ ∆=
.
&
(69)
onde, para a equação (69):
(
)
(
)
−
−
−−−
=∆
131
146
131146
ln
TT
TT
TTTT
T
c
(70)
Define-se a efetividade do absorvedor (Eff
a
) como:
(
)
( )
136
1314
TT
TT
Eff
a
−
−
=
(71)
A Tabela 26 apresenta os resultados para as condições impostas no SRA.
114
Tabela 26 – Parâmetros Básicos do Absorvedor.
Área de Transferência de Calor A m
2
Efetividade Eff
hx
Número de Unidades de Transferência NUT
Coeficiente Global de Transf. de Calor U W/m
2
.K
Fator de Correção LMTD F 1
4.5.3 Parâmetros Básicos do Trocador de Calor Água-Ar
Conforme esquema apresentado na Figura 14, água é utilizada para retirar calor
dos componentes absorvedor e condensador. Após receber a energia destes
componentes, um trocador de calor de fluxo cruzado de passagem simples é utilizado
para rejeitar a energia calorífica para o ambiente externo, trocador água-ar.
Para o cálculo da área de transferência de calor necessária neste trocador de
calor utiliza-se o método ε-NUT, em conjunto com o método LMTD.
De início, obtêm-se o Número de Unidades de Transferência (NUT), o qual, por
sua vez pode ser obtido com o conhecimento da efetividade (Eff
hx
) e da razão entre as
taxas de capacidades caloríficas (C
r
).
A taxa de capacidade calorífica para os fluidos frio (ar) e quente (água) é dada
pelas equações (72) e (73).
fpff
cmC
,
.
&
=
(72)
sqeq
efsf
fqpqq
TT
TT
CcmC
,,
,,
,
.
−
−
==
&
(73)
A taxa de transferência de calor máxima é obtida pela equação (74).
(
)
efeq
TTCQ
,,minmax
−=
&
(74)
115
onde, C
min
é a menor capacidade calorífica entre C
f
e C
q
.
Define-se então a razão entre as taxas de capacidades caloríficas, equação (75).
max
min
C
C
C
r
=
(75)
onde, C
max
é a maior capacidade calorífica entre C
f
e C
q
.
Define-se a efetividade do trocador de calor (Eff
hx
) como:
max
Q
Q
Eff
hx
&
&
=
(76)
A efetividade é ainda definida pela equação (77).
(
)
[
]
( )
[ ]
r
r
CNUT
r
CNUT
hx
eC
e
Eff
−−
−−
−
−
=
1
1
1
1
(77)
A taxa de transferência de calor total (
hx
Q
&
) entre os fluidos água-ar é definida
pela equação (78).
hxhxhx
TFUAQ ∆=
..
&
(78)
onde:
(
)
(
)
−
−
−
−
−
=∆
efsq
sfeq
efsqsfeq
hx
TT
TT
TTTT
T
,,
,,
,,,,
ln
(79)
116
O fator de correção F é dado pela equação (80) (KUPPAN, 2000)
( )
−
−
−
=
hx
rhx
r
Eff
CEff
NUTC
F
1
.1
ln
1
1
(80)
A área requerida é calculada pela equação (82).
hx
hx
TFU
Q
A
∆
=
..
&
(81)
Çengel e Turner (2007) propõem um coeficiente global de transferência de
calor (U) para trocadores de calor de fluxo cruzado entre 400 e 850 W/m
2
K.
Para as condições impostas no SRA, os seguintes resultados são obtidos:
Tabela 27 – Parâmetros Básicos do Trocador de Calor Água-Ar, Fluxo Cruzado.
Área de Transferência de Calor A 30,05 m
2
Efetividade Eff
hx
0,9091
Número de Unidades de Transferência NUT 7,05
Coeficiente Global de Transf. de Calor U 560 W/m
2
.K
Fator de Correção LMTD F 0,6396
4.5.4 Parâmetros Básicos do Gerador
O gerador fornece calor sensível e calor latente para vaporização do
refrigerante. O calor sensível aumenta a temperatura do fluxo que entra até a
temperatura de saturação. Esta quantidade de calor é normalmente 13 % do total de
calor necessário (FLORIDES, 2003).
117
O calor de vaporização consiste do calor de vaporização da água pura e o calor
latente da mistura da solução líquida. Tipicamente, o calor da mistura é cerca de 11 %
do calor de vaporização para água/LiBr (FLORIDES, 2003).
A análise acima indica que o calor a ser fornecido ao gerador pode ser baseado
no calor de vaporização da água pura, aumentado de cerca de 23 % em típico projeto.
ggg
TUAQ ∆= .
&
(82)
onde, para a equação (82):
(
)
(
)
−
−
−−−
=∆
712
411
712411
ln
TT
TT
TTTT
T
c
(83)
Define-se a efetividade do gerador (Eff
g
) como:
(
)
( )
711
1211
TT
TT
Eff
g
−
−
=
(84)
Observe-se que a temperatura dos gases na entrada do gerador (T
11
) deve
possuir temperatura mínima entre 150 e 180ºC para evitar:
− Refluxo de condensado para o motor de combustão;
− Corrosão prematura de componentes do sistema de escape e
− Uma necessária elevação da área de transferência de calor para aproveitamento
da energia.
118
4.5.5 Parâmetros Básicos do Condensador
O refrigerante ao passar pelo equipamento condensador sofre 03 processos
distintos:
− dessuperaquecimento: redução do superaquecimento;
− condensação: mudança de fase a temperatura constante e
− subresfriamento: refrigerante é resfriado até região de líquido comprimido.
No processo de dessuperaquecimento, o coeficiente global de troca de calor é
menor que no de condensação, porém esta redução é compensada pelo fato das
diferenças de temperaturas serem maiores (RUTH, 1992). No processo de
subresfriamento, o refrigerante ocupa pequena parte do volume do condensador, assim
admite-se que grande parte da troca de calor ocorre na região de mudança de fase.
ccc
TUAQ ∆=
.
&
(85)
onde, para a equação (85):
(
)
(
)
−
−
−
−
−
=∆
168
158
168158
ln
TT
TT
TTTT
T
c
(86)
Define-se a efetividade do trocador de calor (Eff
c
) como:
(
)
( )
815
1615
TT
TT
Eff
c
−
−
=
(87)
119
4.5.5 Parâmetros Básicos do Trocador de Calor da Solução
Em um trocador de calor de passagem simples, a diferença de temperatura ∆T
entre os fluidos quente e frio não é constante, mas varia ao longo do trocador de calor.
Na análise de transferência de calor, é conveniente estabelecer uma diferença de
temperatura média (∆T
m
) entre os fluidos quente e frio tal que a taxa de transferência
de calor total
hx
Q
&
entre os fluidos possa ser determinada, equação (88).
hxhxhx
TUAQ ∆=
.
&
(88)
onde, para a equação (88):
(
)
(
)
−
−
−−−
=∆
25
34
2534
ln
TT
TT
TTTT
T
hx
(89)
Define-se a efetividade do trocador de calor (Eff
hx
) como:
(
)
( )
24
54
TT
TT
Eff
hx
−
−
=
(90)
4.6 Resultados
Um resumo do fluxo de energia de vários componentes do sistema é dado na
Tabela 28.
As condições físicas de cada ponto do ciclo de absorção proposto são
apresentadas na Tabela 29.
120
Tabela 28 – Fluxo de Energia dos Principais Componentes do Sistema.
Descrição Símbolo
(kW)
Capacidade (energia evaporador)
e
Q
&
18,7
Potência mínima de entrada na bomba
W
&
4,7.10
-4
Calor no absorvedor
a
Q
&
24,2
Calor de entrada no gerador
g
Q
&
26,9
Calor do Condensador
c
Q
&
20,0
Coeficiente de Eficácia COP 0,69
Estas condições são utilizadas como base para a construção do diagrama de
Grassman, Figura 39. A partir da energia dos gases de combustão do motor diesel as
porcentagens de degradação exergética associadas às irreversibilidades e geração de
entropia foram calculadas.
121
Tabela 29 – Valores do Balanço Energético e Exergético.
P T X LiBr
s h m ex
(kPa)
(ºC)
% (kJ/kgK)
(kJ/kg) (kg/s)
(kJ/kg)
1 0,935
37,5
58,9 0,220 108,814 0,093
45,614
2 9,625
37,5
58,9 0,220 108,819 0,093
45,547
3 9,625
71,1
58,9 0,418 173,861 0,093
51,672
4 9,625
99,0
64,5 0,521 253,834 0,085
100,656
5 9,625
60,0
64,5 0,323 183,352 0,085
89,309
6 0,935
49,6
64,5 0,324 183,352 0,085
88,981
7 9,625
86,6
0 8,396 2662,000
0,008
163,343
8 9,625
44,0
0 0,639 188,400 0,008
2,612
9 0,935
6,0 0 0,676 188,400 0,008
-8,479
10
0,935
6,0 0 9,000 2512,000
0,008
-166,740
11
100,0
450,0
0,170
183,577
12
100,0
300,0
0,170
91,477
13
100,0
35,0
1,500
0,165
14
100,0
38,9
1,500
0,416
15
100,0
38,9
1,500
0,416
16
100,0
42,1
1,500
0,416
17
100,0
22,0
1,873
0,015
18
100,0
12,0
1,873
0,293
122
Figura 39 – Diagrama de Grassman.
Na Tabela 30 apresenta-se o balanço exergético dos componentes do sistema de
refrigeração por absorção.
Tabela 30 – Balanço Exergético dos Componentes do Sistema
Componentes I
ε
εε
ε
x
ψ
ψψ
ψ
Gerador 7,725
0,325
0,707
Absorvedor 0,934
0,546
0,871
Evaporador 0,760
0,406
0,556
Trocador de Calor 0,395
0,591
0,969
Condensador 0,197
0,643
0,751
Bomba 0,007
0,999
0,998
Na Figura 40 apresenta-se o diagrama de Duhring para LiBr e na Figura 41 o
diagrama de Mollier para o refrigerante R 718 (água/vapor) com os pontos calculados
e apresentados na
123
Tabela 29.
Figura 40 – Gráfico de Duhring do Ciclo de Absorção de LiBr-H
2
O
124
Figura 41 – Diagrama Pressão x Entalpia do Refrigerante R-718 (água/vapor)
125
4.7 Benchmark
A Tabela 31 apresenta um paralelo entre os equipamentos apresentados no item
3.3 e o sistema proposto.
Tabela 31 – Capacidades Térmicas de Equipamentos de Ar-Condicionado para Ônibus.
Q
e
(kW) m
ar
(kg/s) m
refrig
(kg/s) Q
g
(kW)
Stancato 18,7 1,00 0,008123 26,9
Carrier 27,8 1,40 0,012080 40,0
Climabuss 32,8 1,71 0,014250 47,2
Spheros 35,0 2,11 0,015200 50,3
ThermoKing 36,6 1,82 0,015900 52,5
Conforme a Figura 36, energia disponível ao gerador versus rotação, verifica-se
que, para as cargas adotadas pelos equipamentos comerciais no mercado brasileiro,
quatro dos cinco dos motores estudados MCI não possuem energia disponível para o
gerador suficiente para acionar um SRA.
126
CAPÍTULO 5 EFICIÊNCIA ECOLÓGICA
Motores de combustão interna utilizados por veículos como ônibus rodoviários
operam em geral com o óleo diesel. O segmento de transportes representa cerca de
80% do consumo de diesel no Brasil (RODRIGUEZ, 2007). A utilização deste
combustível gera problemas de poluição ambiental, pois os gases da combustão
contêm quase que exclusivamente componentes prejudiciais à saúde humana.
Entre estes componentes dos gases de exaustão os mais nocivos são os óxidos
de carbono (CO e CO
2
), o anidrido sulfuroso ou dióxido de enxofre (SO
2
) e materiais
particulados (MP), Figura 42 (CHALLEN e BARANESCU, 1999).
Figura 42 – Componentes dos Gases de Exaustão.
O monóxido de carbono (CO) é gerado pela combustão incompleta do diesel e
aparece com um pequeno percentual no montante total dos gases. O dióxido de
carbono (CO
2
) provoca o efeito estufa, devido à sua capacidade de reter a radiação
infravermelha do Sol na atmosfera e, conforme Tabela 19, depois do Nitrogênio, é o
maior componente destes gases.
O dióxido de enxofre (SO
2
) é nocivo a humanos e animais de forma indireta,
pois provoca chuva ácida ao se combinar com o vapor de água na atmosfera. Os
127
materiais particulados, além de prejudiciais à vida humana é um dos componentes
causadores do efeito conhecido como escurecimento global - diminuição da
quantidade de radiação que chega à superfície terrestre (AMDA, 2008).
A geração dos óxidos de carbono a cada ano, adiciona ao carbono já presente na
atmosfera mais 07 bilhões de toneladas de CO
2
que nela podem permanecer por um
período superior a cem anos (FIEC, 2008).
Em 1999, Cardu e Baica introduziram o conceito de Dióxido de Carbono
Equivalente [(CO
2
)
e
]. Baseando-se na concentração máxima permitida para o CO
2
,
que é 10.000 mg/m³, determinam-se os coeficientes equivalentes para alguns
poluentes.
A Tabela 13 apresenta as concentrações máximas admissíveis para alguns gases
nocivos na atmosfera de um ambiente de trabalho segundo Cardu e Baica (1999a).
Tabela 32 – Concentração Máxima Admissível para Gases no Ambiente de Trabalho.
Gás
Concentração Média
(mg/m³)
Máxima Concentração
Admissível (mg/m³)
Dióxido de Carbono (CO
2
) 7.000 10.000
Dióxido de Enxofre (SO
2
) 10 15
Óxidos de Nitrogênio (NO
x
)
0 10
A Tabela 33 apresenta os efeitos de gases nocivos estudados em humanos para
exposição de 8 horas (CARDU e BAICA, 1999a).
Tabela 33 – Efeito de Gases Nocivos.
Gás Efeito Concentração (ppm)
CO
2
Danos após 8 h 5.000
SO
2
Suportável – 1 h
Concentração para 8 h
200
5 - 15
128
A World Health Organization (apud VILELA, 2007) apresenta valores
específicos para concentração máxima admitida para exposição de 01 hora, Tabela 34.
Tabela 34 – Padrões de Qualidade do Ar para 01 hora.
Gás
Concentração Máxima
01 hora (µg/m
3
)
SO
2
125
NO
x
200
O limite de materiais particulados emitidos por um processo de combustão é
especificado pelo Conselho Nacional do Meio Ambiente (CONAMA), por meio de sua
Resolução nº 03, de 28 de Junho de 1990. Esta resolução considera para Padrões
Secundários de Qualidade do Ar uma concentração média de 24 horas de 150 µg/m
3
de
materiais particulados, que não deve ser excedida mais de uma vez no ano (MMA,
1990).
Padrões Secundários de Qualidade do Ar são as concentrações de poluentes
abaixo das quais se prevê o mínimo efeito adverso sobre o bem-estar da população,
assim como o mínimo dano à fauna, à flora, aos materiais e ao meio ambiente em
geral.
A Lei 8723 de 28 de outubro de 1993, que dispõe sobre a redução de emissão
de poluentes por veículos automotores, em seu artigo 2º, parágrafo 6º, estabelece que a
partir de 1º de janeiro de 2002, a totalidade de veículos pesados do Ciclo Diesel
comercializados no Brasil atenderá aos limites de emissão de gases de escapamento
definidos como (IBAMA, 1993):
a) 4,0 g/kW.h de monóxido de carbono (CO);
b) 1,1 g/kW.h de hidrocarbonetos (HC);
c) 7,0 g/kW.h de óxidos de nitrogênio (NO
x
);
d) 0,15 g/kW.h de material particulado (MP).
129
Baseando-se nas informações apresentadas, ao se dividir a concentração
máxima de CO
2
, 10.000 mg/m
3
, pelas concentrações dos respectivos gases e material
particulado obtém-se o Dióxido de Carbono Equivalente. Para este trabalho utiliza-se a
concentração máxima em 01 hora, proposta por WHO (apud VILELA, 2007).
Define-se então o Dióxido de Enxofre Equivalente (SO
2
)
e
como a concentração
máxima de dióxido de carbono dividida pela de dióxido de enxofre, obtendo-se assim,
(SO
2
)
e
= 80 (SO
2
) (91)
O Óxido de Nitrogênio Equivalente (NO
x
)
e
, da mesma forma é definido pela
equação (92).
(NO
x
)
e
= 50 (NO
x
) (92)
E, finalmente, o Material Particulado Equivalente (MP)
e
é definido como:
(MP)
e
= 67 (MP) (93)
Desta forma, o Dióxido de Carbono Equivalente (CO
2
)
e
, cuja unidade é kg por
kg de combustível (kg/kg
comb
), é calculado segundo a equação (1) (VILELA, 2007;
RODRIGUEZ, 2007).
(
)
(
)
(
)
(
)
)(675080
222
MPNOSOCOCO
x
e
+
+
+
=
(94)
O mesmo é um indicador de comparação entre combustíveis. Do ponto de vista
ecológico, o melhor combustível é aquele que apresentar menor valor (CARDU e
BAICA, 1999a).
Para quantificar o impacto ambiental Cardu e Baica (1999a) propõem um
indicador, definido como a diferença entre o Dióxido de Carbono Equivalente do
130
combustível e seu Poder Calorífico Inferior (PCI). A este indicador deu-se o nome de
“Indicador de Poluição”, representado por Π
g
, equação (95).
(
)
PCI
CO
e
g
2
=Π
(95)
onde:
(CO
2
)
e
– Dióxido de Carbono Equivalente (kg/kg
comb
)
PCI – Poder Calorífico Inferior do Combustível (MJ/kg
comb
)
Π
g
– Indicador de Poluição (kg/MJ)
Ao relacionar o dióxido de carbono emitido pelo processo de combustão com
seu poder calorífico, Cardu e Baica (1999a) possibilitam comparações entre
combustíveis heterogêneos. Mas um combustível pode possuir um poder calorífico
alto e emitir uma grande quantidade de poluentes na atmosfera ou ter a emissão de
gases nocivos desprezível ou nula, mas não possuir a energia desejada para se obter
uma boa eficiência em um processo industrial.
Partindo-se da hipótese que o melhor combustível é aquele que possuir o menor
Indicador de Poluição, Cardu e Baica (1999a) propõem um indicador mais complexo e
adimensional que expresse o impacto ecológico dos componentes dos gases nocivos
emitidos na atmosfera resultantes da queima de um combustível em relação à energia
útil produzida para usinas termelétricas. O indicador proposto é denominado
Eficiência Ecológica (ε).
A Eficiência Ecológica é definida pela equação (96).
( )
5,0
135ln
204,0
Π−
Π+
=
g
g
η
η
ε
(96)
Esta eficiência abrange em um coeficiente simples, aspectos que definem a
intensidade do impacto ambiental de um processo industrial, composição do
131
combustível, tecnologia de combustão, indicador de poluição e eficiência de conversão
de energia.
O valor da eficiência é diretamente proporcional à eficiência do processo (η) e
inversamente proporcional ao indicador de poluição (Π
g
), variando entre um valor
nulo para o enxofre e a unidade para o hidrogênio. É ainda, de forma indireta,
dependente do (CO
2
)
e
pela definição de Π
g
.
A Tabela 35 apresenta para estes combustíveis referenciais suas características
ambientais (RODRIGUEZ, 2007).
Tabela 35 – Características Ambientais para Combustíveis Referenciais.
Combustível
S
(%)
(CO
2
)
e
(kg/kg
comb
)
PCI
(MJ/kg)
Π
g
(kg/MJ)
ε
(-)
Hidrogênio 0 0 120,082 0 1
Enxofre 100 1.400 9,270 134 0
Cabe ressaltar que o Dióxido de Carbono Equivalente e o Indicador de Poluição
dependem por definição do combustível utilizado no sistema, mas a Eficiência
Ecológica depende também da eficiência global do sistema, representada por η.
5.1 – Análise de um Motor de Combustão Interna Diesel
Considerando os conceitos apresentados analisa-se a seguir um MCI operando
em ciclo diesel.
O diesel de petróleo, principal combustível no setor de transportes brasileiro,
contém no máximo 0,5% de enxofre. Sua fórmula química é dada por C
12
H
26
e possui
massa específica (ρ) aproximada de 864 kg/m
3
. A equação (97) apresenta a combustão
de hidrocarbonetos (TURNS, 2000).
(
)
2222222
76,376,3
aNfOeHOdHcCObCONOaHC
yx
+
+
+
+
+
→
+
+
(97)
132
onde:
φ
4
y
x
a
+
=
x
b
=
2
y
d
=
+
−
=
4
1
y
xf
φ
φ
e φ é definido pela equação (18).
Para misturas pobres (
φ
<1) ou estequiométricas (
φ
=1), tem-se que:
0
=
c
0
=
e
Para misturas ricas (
φ
>1), tem-se:
b
x
c
−
=
x
b
a
d
−
−
=
2
2
2
y
xbae
+++−=
Para a combustão estequiométrica do diesel (C
12
H
26
), tem-se a equação (98)
(
)
22222
76,376,3
aNOdHbCONOaHC
yx
+
+
→
+
+
(98)
onde:
5
,
18
=
a
12
=
b
13
=
d
133
ou ainda:
222222612
56,69131256,695,18
NOHCONOHC
+
+
→
+
+
(99)
Para a combustão do diesel, com
φ
=0,8 (HEYWOOD, 1988), resulta a equação
(100):
(
)
222222
76,376,3
aNfOOdHbCONOaHC
yx
+
+
+
→
+
+
(100)
onde:
13
,
23
=
a
12
=
b
13
=
d
63,4
=
f
ou ainda:
(
)
2222222612
95,8663,4131276,313,23 NOOHCONOHC
+
+
+
→
+
+
(101)
Em altas temperaturas, algumas moléculas de CO
2
se dissociam pra CO e O
2
e
algumas de H
2
O se dissociam em H
2
, OH, O e H. Alguns O
2
e N
2
podem ainda
dissociar-se para átomos de O e N. Alguns desses estão presentes apenas nas altas
temperaturas e são extremamente reativos. Estes são chamados radicais e são
participantes importantes para a auto-ignição e subseqüente combustão (CHALLEN e
BARANESCU, 1999).
A equação (102) apresenta a combustão já com os radicais resultantes de
dissociações.
134
(
)
+
+
+
+
+
+
→
+
+
2222222
76,376,3 aNfOeHOdHcCObCONOaHC
yx
lNOkOHjOiHgCO
+
+
+
+
+
(102)
Para uma combustão estequiométrica do diesel com uma relação ar-combustível
(A/C) igual a 88,06 (KEATING, 2007) obtêm-se 0,528 kg CO
2
para cada 0,170 kg de
óleo diesel (RODRIGUEZ, 2007). Tomando a massa específica do diesel, têm-se
2.944 kg de CO
2
por m
3
de óleo.
5.5.1 Cálculo das Emissões no Processo de Combustão do Diesel
A equação química geral de combustão do diesel é descrita na equação (97). As
emissões de CO
2
, NO
x
, Material Particulado (MP) e SO
2
de um MCI podem ser
calculadas utilizando-se as equações apresentadas abaixo (VILELA, 2007).
Emissões de CO
2
(
)
N
COx
M
CO
2
44.
2
=
(103)
onde:
M
CO2
- Emissão de CO
2
[kg
CO2
/kg
comb
]
N =170 - Massa molecular do diesel.
GRUDEN (2003), propõe a relação entre motores e combustível diesel, equação
(104).
(
)
CkmgCO .27
2
=
(104)
onde:
135
C - Consumo de diesel (L/100 km)
Afirma ainda que, com um crescente conteúdo de carbono no combustível, a
emissão de CO
2
aumenta durante a combustão e apresenta uma relação entre o
conteúdo de carbono no combustível e a formação de CO
2
(Figura 43).
Figura 43 – Conteúdo de Carbono no Combustível versus Emissão de CO
2
.
Emissões de NO
x
As emissões de NO
x
são originadas quase que exclusivamente da combustão de
combustíveis fósseis. Como o nitrogênio do ar é utilizado na combustão (térmica e
NO pronto) o nitrogênio contido no combustível é oxidado. NO
x
representa a soma do
monóxido de nitrogênio (NO) e o dióxido de nitrogênio (NO
2
). O principal produto da
combustão é o NO, que posteriormente é transformado (oxidado) para NO
2
na
atmosfera (REIS, 2005).
A formação de NO
x
no processo de combustão é determinado pela razão Ar-
Combustível, a temperatura da combustão e o tempo gasto na câmara de combustão
(REIS, 2005).
A Figura 44 apresenta a emissão de NO
x
normalizado para uma relação ar-
combustível 30, para motores trabalhando com HCCI (Homogeneous Charge
136
Compression Ignition) e motores com injeção direta (DI) com e sem recirculação de
gás de exaustão (EGR) (BAUMGARTEN,2006) .
Figura 44 – Emissões de NO
x
versus carga para um MCI diesel.
ρ
x
NO
NO
M
x
04,5
=
(105)
onde
M
NOx
- Emissão de NO
x
[kg
NOx
/kg
comb
]
ρ - massa específica do diesel.
Emissões de SO
2
ρ
5,0
04,17
2
2
SO
M
SO
=
(106)
onde
M
SO2
- Emissão de SO
2
[kg
SO2
/kg
comb
]
As emissões de SO
2
estão diretamente relacionadas com o conteúdo de enxofre
no combustível. ZELENKA (1990) apresenta esta relação em função do excesso de ar
por meio da Figura 45.
137
Figura 45 – Influência do Conteúdo de Enxofre na Emissão de SO
2
.
Emissões de MP
ρ
MP
M
MP
85,1
=
(107)
onde
M
MP
- Emissão de MP [kg
MP
/kg
comb
]
Materiais particulados são formados por uma mistura complexa de materiais
sólidos e líquidos gerados no motor durante a combustão no cilindro, consistindo de
partículas de carbono secas (e.g., fuligem), hidrocarbonetos pesados adsorvidos,
condensados sobre as partículas (referindo-se à fração orgânica solúvel) e uma
combinação de vários componentes incluindo aí o ácido sulfúrico (KEATING, 2007).
O tamanho das emissões de MP é afetado pelas condições de operação e parâmetros de
combustível. A maioria das emissões de partículas são menores que 2,5 microns
(CHALLEN e BARANESCU, 1999).
Calculam-se então os coeficientes de cada componente para a determinação do
Dióxido de Carbono Equivalente para um MCI, trabalhando com diesel (Tabela 36).
138
Tabela 36 – Concentração dos Componentes dos Gases de Exaustão.
Gás Concentração
(kg/kg
comb
)
CO
2
3,106
NO
x
0,040
SO
2
0,030
MP 0,015
Seguindo as equações (1), (95) e (96) e o valor do PCI do diesel (43.800 kJ/kg
ou 10.461 kcal/kg), calculam-se os valores de (CO
2
)
e
, Π
g
e ε para um motor diesel com
rendimento global de 30% (Tabela 37).
Tabela 37 – Valores dos Índices Ambientais para um MCI Diesel.
(CO
2
)
e
(kg/kg
comb
)
Π
g
(MJ/kg) ε (%)
MCI Diesel 8,510 0,194 77,9
A equação (108) define o rendimento global de um MCI.
PCIm
P
f
e
g
.
&
=
η
(108)
onde:
P
e
- Potência de eixo ou Potência útil (kW)
PCI - Poder Calorífico Inferior do Combustível (kJ/kg
comb
)
f
m
&
- Vazão mássica de combustível
A equação (109) define a Eficiência da combustão (η
c
) de um MCI.
139
PCIm
ThTh
f
APAR
c
.
&
−
=
η
(109)
onde:
h
R
– Entalpia específica dos reagentes (kJ/kg)
h
P
– Entalpia específica dos produtos da combustão (kJ/kg)
T
A
– Temperatura ambiente (K)
A Figura 46 apresenta a eficiência de combustão para MCI trabalhando nos
ciclos Diesel e Otto em função da relação combustível-ar equivalente, definida
anteriormente pela equação (18) (HEYWOOD, 1988).
Figura 46 – Variação da Eficiência de Combustão em função da Relação Combustível-Ar Equivalente.
Para MCI trabalhando no ciclo Otto, a eficiência de combustão é normalmente
entre 95 e 98 %. Para uma mistura mais rica que a estequiométrica, relação
combustível-ar equivalente mais elevada, a falta de oxigênio impede a combustão
completa do carbono e hidrogênio, diminuindo a eficiência de combustão.
Para motores diesel a relação de combustão-ar equivalente é normalmente
baixa, pois estes tipos de motores operam sempre com misturas pobres, Figura 35 e
140
Figura 46. Devido a esta condição a eficiência de combustão é normalmente alta,
mantendo-se sempre próxima de 98 % (HEYWOOD, 1988).
5.2 – Análise de Motor Diesel e Sistema de Refrigeração por Compressão
A Figura 22 apresenta o diagrama de Sankey de um MCI proposto por
Heywood (1988). Um veículo com condicionamento de ar tradicional possui um
sistema de refrigeração por compressão de vapor (SRC) acoplado por meio de polias e
correias ao motor. A Figura 47 apresenta o diagrama de Sankey já com o sistema de
refrigeração acoplado.
Figura 47 – Diagrama de Sankey de um MCI Interligado a um Sistema de Refrigeração por Compressão de
Vapor (SRC).
Na situação apresentada, o SRC utiliza parte da potência de eixo gerada pelo
MCI para seu funcionamento, conseqüentemente a potência de eixo útil, denominada
141
como potência de eixo líquida (P
eliq
) é menor. Assim, pela definição da equação (110),
o rendimento global (
η
g
) diminui conforme a potência exigida pelo compressor.
PCIm
P
f
eliq
g
.
&
=
η
(110)
onde:
ceeliq
PPP
−
=
(111)
SPHEROS (2008) propõem a utilização de um compressor aberto alternativo,
bloco em alumínio, de alto desempenho. Adotou-se para o cálculo o compressor
Bitzer, Modelo 4NFCY, para refrigerante R-134a, sendo o compressor utilizado pela
SPHEROS em seus equipamentos. Por meio de software dedicado, Bitzer Software
V.5.0.1, observa-se que o compressor necessita de uma potência (P
c
) de
aproximadamente 7,69 kW para as condições de estudo (BITZER, 2008).
A Figura 47 apresenta a potência líquida, resultante da diferença entre a
potência de eixo e a potência exigida pelo compressor.
0
50
100
150
200
250
300
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Potência Líquida (kW)
M 366 LA OM 457 LA OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Figura 48 – Potência Líquida x Rotação
142
Para os MCI, o percentual de redução de potência de eixo para marcha lenta,
está entre 8,36 % e 12,82 % (para OM 906 LA e M 366 LA, respectivamente). Com o
aumento da rotação e a aproximação da sua potência máxima, o percentual de redução
decai para 4,27 % e 5,92 % (para OM 906 LA e OM 904 LA, respectivamente).
Considerando um rendimento da combustão (
η
c
) de 98 % (HEYWOOD, 1988),
calcula-se o rendimento global de cada motor para as Potências de Eixo e de Eixo
Líquida conforme equação (108) em função da rotação, Figura 49 à Figura 53.
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Rendimento Global (%)
Pe Peliq
M 366 LA
Figura 49 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz M 366 LA.
143
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900
Rotação (RPM)
Rendimento Global (%)
Pe Peliq
OM 457 LA
Figura 50 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz OM 457 LA.
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Rendimento Global (%)
Pe Peliq
OM 904 LA
Figura 51 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz OM 904 LA.
144
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Rendimento Global (%)
Pe Peliq
OM 906 LA
Figura 52 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz OM 906 LA.
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Rendimento Global (%)
Pe Peliq
OM 924 LA
Figura 53 – Rendimento Global (
η
g
) para Motor Mercedez-Benz OM 924 LA.
A Tabela 38 apresenta a média do rendimento global de cada motor em função
das potências de eixo e de potência de eixo líquida.
145
Tabela 38 – Média do Rendimento Global em Função das Potências de Eixo e de Eixo Líquida.
Rendimento Global -
η
g
(%)
M 366
LA
OM 457
LA
OM 904
LA
OM 906
LA
OM 924
LA
n
(rpm)
P
e
P
eliq
P
e
P
eliq
P
e
P
eliq
P
e
P
eliq
P
e
P
eliq
Média
41,9 39,0 42,9 41,4 39,7 36,5 41,5 39,1 39,9 37,2
Para que o MCI mantenha sua potência de eixo inicial (P
e
) é necessário um
acréscimo na vazão de combustível, equação (112).
(
)
adfcgeeliq
mmPCIPP
&&
+
=
=
...
η
η
(112)
Considerando a eficiência de combustão constante, a vazão de combustível
adicional (
ad
m
&
) em função da rotação é apresentada na Figura 54.
0,00
0,10
0,20
0,30
0,40
0,50
0,60
0,70
0,80
0,90
1,00
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Consumo Adicional (g/s)
M 366 LA OM 457 LA OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Figura 54 – Consumo Adicional de Combustível.
O consumo adicional médio para cada motor é apresentado na Tabela 39.
146
Tabela 39 – Consumo Adicional Médio de Combustível.
Vazão de Combustível adicional -
ad
m
&
(g/s)
n
(rpm)
M 366 LA OM 457 LA OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Média 0,460 0,433 0,497 0,468 0,485
Conhecida a massa específica do óleo diesel, ρ = 864 kg/m
3
, pode-se calcular a
vazão volumétrica de combustível (
V
&
) para as condições onde o motor trabalha livre e
com o SRC, Figura 55 à Figura 59.
0,00
5,00
10,00
15,00
20,00
25,00
30,00
35,00
40,00
45,00
50,00
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Consumo (l/h)
Livre SRC
M 366 LA
Figura 55 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz M 366 LA.
147
0,00
10,00
20,00
30,00
40,00
50,00
60,00
70,00
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Consumo (l/h)
Livre SRC
OM 457 LA
Figura 56 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz OM 457 LA.
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Consumo (l/h)
Livre SRC
OM 904 LA
Figura 57 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz OM 904 LA.
148
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Consumo (l/h)
Livre SRC
OM 906 LA
Figura 58 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz OM 906 LA.
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Consumo (l/h)
Livre SRC
OM 924 LA
Figura 59 – Consumo de Combustível para Motor Mercedes-Benz OM 924 LA.
O consumo médio (
m
V
&
) para cada motor é apresentado na Tabela 40.
149
Tabela 40 – Consumo Médio de Combustível, Sem e Com SRC.
Consumo -
m
V
&
(l/h)
M 366 LA OM 457 LA
OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
n
(rpm)
Livre SRC Livre SRC
Livre SRC Livre SRC Livre SRC
Média
29,3 31,2 51,8 53,6 27,6 29,7 36,7 38,5 32,7 34,8
Com um consumo maior de combustível, a reação de combustão é enriquecida,
ou seja, a relação combustível-ar equivalente, definida pela equação (18), é maior que
a apresentada por HEYWOOD (1998), mas ainda menor que a unidade (
φ
≅
0,95). A
equação (100) é então reescrita como a equação (113) (TURNS, 2000).
2222222612
22,7397,0131222,7347,19
NOOHCONOHC
+
+
+
+
→
+
+
(113)
Após estudo das modificações causadas pelo SRC nos parâmetros do MCI,
utilizando as Equações (94) e (95) calculam-se o (CO
2
)
e
e o Π
g
para os motores nas
novas condições (Tabela 41).
Tabela 41 – Concentração dos Componentes dos Gases de Exaustão para MCI com SRC.
Gás Concentração
(kg/kg
comb
)
CO
2
3,106
NO
x
0,0437
SO
2
0,0328
MP 0,0164
A Tabela 42 apresenta os valores dos indicadores especificados acima.
150
Tabela 42 – Valores dos Indicadores de Poluição para um MCI Diesel com SRC.
(CO
2
)
e
(kg/kg
comb
)
Π
g
(MJ/kg)
MCI Diesel 9,008 0,206
Através da equação (96), calcula-se a eficiência ecológica os motores estudados
(Figura 60 a Figura 64).
Nos casos, o Dióxido de Carbono Equivalente (CO
2
)
e
e o Indicador de Poluição
Π
g
apresentados na Tabela 37 são válidos.
50,0
55,0
60,0
65,0
70,0
75,0
80,0
85,0
90,0
95,0
100,0
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC
M 366 LA
Figura 60 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz M 366 LA.
151
50,0
55,0
60,0
65,0
70,0
75,0
80,0
85,0
90,0
95,0
100,0
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC
OM 457 LA
Figura 61 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 457 LA.
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC
OM 904 LA
Figura 62 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 904 LA.
152
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC
OM 904 LA
Figura 63 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 906 LA.
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC
OM 924 LA
Figura 64 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 924 LA.
A Tabela 43 apresenta a eficiência ecológica para a média das potências de eixo
e eixo líquida.
153
Tabela 43 – Eficiência Ecológica em Função das Potências Médias de Eixo e de Eixo Líquida.
Eficiência Ecológica - ε (%)
M 366 LA OM 457 LA
OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Livre SRC Livre SRC
Livre SRC Livre SRC Livre SRC
82,6 80,9 83,0 81,7 81,7 79,8 82,2 80,7 81,8 80,2
Os valores apresentados indicam que, com a instalação do SRC, a eficiência
ecológica dos motores é reduzida, em média, de 1,6 %.
5.3 – Análise de Motor Diesel e Sistema de Refrigeração por Absorção
Em um MCI, os gases resultantes da combustão do combustível são exauridos
para a atmosfera. Devido às especificidades do processo de combustão, estes gases
saem com temperaturas relativamente altas. O sistema de refrigeração por absorção
proposto utiliza a energia térmica destes gases como fonte de energia, como indicado
pelo diagrama de Sankey da Figura 65.
A recuperação de parte da energia dos gases da exaustão aumenta a eficiência
do sistema como um todo. A equação (110), que define o rendimento global pode
então ser reescrita, equação (114).
154
Figura 65 – Diagrama de Sankey de um MCI Interligado a um Sistema de Refrigeração por Absorção (SRA).
PCIm
QP
f
eeliq
g
.
&
+
=
η
(114)
155
onde:
Q
e
– Energia calorífica retirada pelo evaporador.
Um dos fatores limitantes na utilização dos gases de exaustão é a temperatura
dos gases de exaustão. Os gases resultantes da combustão saem do motor a
aproximadamente 450ºC (Figura 25) e, ao cederem energia, não devem ter sua
temperatura reduzida abaixo de 179ºC. ZELENKA (1990) afirma que abaixo de 170ºC
solúveis orgânicos não são convertidos (Figura 66). A faixa de operação ótima está
entre 170 e 350 ºC, aproximadamente (ZELENKA, 1990).
Figura 66 – Temperatura dos Gases de Exaustão, Faixa de Operação Ótima.
Com as modificações apresentadas, calculam-se a eficiência ecológica dos
motores estudados (Figura 67 a Figura 71).
Em todos os casos, o Dióxido de Carbono Equivalente (CO
2
)
e
e o Indicador de
Poluição Π
g
apresentados na Tabela 37 são válidos.
156
50,0
55,0
60,0
65,0
70,0
75,0
80,0
85,0
90,0
95,0
100,0
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRA
M 366 LA
Figura 67 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz M 366 LA.
50,0
55,0
60,0
65,0
70,0
75,0
80,0
85,0
90,0
95,0
100,0
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRA
OM 457 LA
Figura 68 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 457 LA.
157
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRA
OM 904 LA
Figura 69 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 904 LA.
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRA
OM 906 LA
Figura 70 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 906 LA.
158
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRA
OM 924 LA
Figura 71 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 924 LA.
A Tabela 44 apresenta a eficiência ecológica para ambas as situações, motor
livre e com SRA.
Tabela 44 – Eficiência Ecológica Média.
Eficiência Ecológica - ε (%)
M 366 LA OM 457 LA
OM 904 LA OM 906 LA OM 924 LA
Livre SRA Livre SRA
Livre SRA Livre SRA Livre SRA
82,6 85,7 83,0 85,9 81,7 85,1 82,2 85,4 81,8 85,2
Os valores apresentados indicam que, com a instalação do SRC, a eficiência
ecológica dos motores é incrementada, em média, de 2,3 %.
Um comparativo entre os sistemas de refrigeração estudados e o motor livre
para cada MCI estudado em relação à Eficiência Ecológica é apresentado abaixo
(Figura 72 a Figura 76).
159
70
75
80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC SRA
M 366 LA
Figura 72 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz M 366 LA para motor livre, com SRC e SRA.
70
75
80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC SRA
OM 457 LA
Figura 73 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 457 LA para motor livre, com SRC e SRA.
160
70
75
80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC SRA
OM 904 LA
Figura 74 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 904 LA para motor livre, com SRC e SRA.
70
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80
85
90
95
100
900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC SRA
OM 906 LA
Figura 75 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 906 LA para motor livre, com SRC e SRA.
161
70
75
80
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90
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900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600
Rotação (RPM)
Efic Ecológica (%)
Livre SRC SRA
OM 924 LA
Figura 76 – Eficiência Ecológica para Motor Mercedes-Benz OM 924 LA para motor livre, com SRC e SRA.
Para os motores estudados, a instalação de um sistema de refrigeração por
compressão (SRC) produz uma redução não muito significativa na eficiência ecológica
em relação à mesma eficiência para um motor livre devido à potência de eixo utilizada
para o compressor ser percentualmente pequena. Para motores de menor potência, a
utilização de tal sistema implica em uma redução maior. Mas, a presença de um
sistema de refrigeração por absorção (SRA) traz consigo um acréscimo apreciável na
eficiência ecológica.
162
CAPÍTULO 6 CONCLUSÕES E RECOMENDAÇÕES
Desde a implementação do primeiro ar condicionado em um veículo automotor,
a maioria absoluta dos sistemas instalados são baseados no princípio de compressão de
vapor. O sistema, por utilizar como fonte de energia parte da potência mecânica gerada
pela queima de um combustível em um motor de combustão interna, diminui a
potência de eixo do mesmo. Como conseqüência provoca um aumento do consumo de
combustível devido à necessidade básica de se manter a velocidade do veículo e/ou o
torque nos pneus.
O trabalho descreve de forma sucinta o sistema de refrigeração por compressão
de vapor e propõe a utilização de um outro sistema, baseado na recuperação da energia
perdida junto com os gases de exaustão por meio de um trocador de calor (gerador).
Parte-se do pressuposto que, devido às características inerentes ao
funcionamento do motor, existe uma vazão de gás relativamente quente capaz de
fornecer ao gerador energia para um sistema de refrigeração por absorção. O ganho
com a instalação de um sistema de absorção ocorre pela economia de combustível e
também pela sensível melhoria da eficiência do motor.
Tomando como base o trabalho realizado por Stancato, discutiu-se a carga
térmica presente no interior de um ônibus indicando as principais fontes de ganho de
calor, fazendo-se em seguida uma comparação com a carga utilizada por fabricantes de
equipamentos de condicionamento de ar nacionais.
Ao compará-las verificou-se que a carga térmica calculada por Stancato está
abaixo das adotadas pelos fabricantes. Isto se dá devido ao fato que, no projeto dos
equipamentos, existem coeficientes de segurança razoavelmente altos, para abranger
um maior número de projetos de clientes (montadoras) e para prevenir situações além
das normalmente encontradas no País em função das exportações.
A carga térmica adotada advém de cálculos para situações brasileiras e para um
veículo com suas características especificadas, obtendo-se um menor valor que a
normalmente adotada pelos fabricantes.
163
Baseando-se em Santos e Tribess (2006), apresentam-se as cargas térmicas de
veículos automotores de passeio em situações diversas, simuladas em um túnel de
vento. A pesquisa por eles realizada utilizou ainda um motor de combustão de 04
cilindros, ciclo Otto, concluindo que há energia suficiente nos gases de exaustão para
utilizar um sistema de absorção. Mas a viabilidade prática do sistema de refrigeração
proposto é questionada devido à grande variação de rotação e, em conseqüência, a
grande variação da vazão dos gases no gerador, dificultando o seu gerenciamento.
Com o objetivo de estudar equipamentos específicos para a carga especificada,
estudou-se o desempenho de motores de combustão interna trabalhando no ciclo
Diesel. Isto porque quase que a totalidade dos veículos existentes neste segmento
utiliza este tipo de motor. Para validação das informações, utilizaram-se dados de
motores reais de um fabricante nacional.
Assim, para cada motor estudado, calculou-se a energia disponível para o
gerador em função da rotação, fez-se um balanço energético e exergético de um
sistema de refrigeração por absorção utilizando LiBr, obtendo-se as irreversibilidades
de cada componente do sistema e as eficiências exergética e de Bosjnakovic.
De acordo com os estudos efetuados foi possível observar alguns aspectos
relevantes, de acordo com as conclusões dadas abaixo.
1) Os gases provindos da combustão nos motores diesel apresentaram grande
energia disponível, variando de 11,5 a 35,0 kW, dependendo do motor e da rotação.
Esta energia é rejeitada ao ambiente sem aproveitamento desde a partida do
motor. Devido a isto, para um SRA o custo da energia é nulo. Para um SRC, ao
contrário, a energia custa, em termos de consumo de combustível, o equivalente a uma
média de 2 litros de diesel por hora de funcionamento do motor (OM 904 LA).
2) A variação da rotação, em conseqüência, a variação da vazão de gases no
gerador, ou ainda a falha no fornecimento de energia, pode provocar a cristalização da
mistura no absorvedor, causando a parada de funcionamento da bomba de solução.
Com a instalação do SRA, procedimentos devem ser especificados para que não
ocorra a cristalização da mistura. Dentre os possíveis procedimenos pode-se citar a
164
exigência de uma rotação mínima para manutenção do sistema e de um tempo hábil
para aquecimento da mistura antes de ocorrer o resfriamento propriamente dito.
3) O rendimento global do sistema aumenta com a instalação de um SRA.
Com a instalação do sistema de absorção, parte da energia que seria perdida é
recuperada, melhorando sensivelmente o rendimento do conjunto.
4) O incremento do rendimento global do sistema gera valores de Eficiência
Ecológica favoráveis.
Mantendo-se constante o combustível, com a instalação de um SRC, o Dióxido
de Carbono Equivalente sofre um indesejado aumento, acarretando um acréscimo no
Indicador de Poluição (Π
g
) e um decréscimo no (CO
2
)
e
. A utilização de um SRA,
reduz o (CO
2
)
e
e, em conseqüência, o Π
g
.
Com a melhoria destes indicadores, a Eficiência Ecológica é melhorada. Como
esta eficiência abrange aspectos que definem a intensidade do impacto ambiental de
um processo a melhoria da mesma é bem vinda.
Para trabalhos futuros, sugere-se o dimensionamento detalhado dos
componentes do sistema de refrigeração. A forma geométrica interfere na eficiência do
componente não apenas devido ao modo de transferência de calor, mas também devido
à dinâmica do veículo.
165
REFERÊNCIAS
ABREU, A. F.
Sistema de Refrigeração por Absorção Intermitente: Concepção,
Dimensionamento, Construção, Ensaio e Considerações Econômicas
, Tese
(Doutorado em Engenharia Mecânica) – Universidade de São Paulo, Programa
Interunidades de Pós-graduação em Energia, São Paulo, 1999.
ASHRAE.
Handbook of Fundamentals
, ASHRAE, Atlanta, 1997.
BAUMGARTEN, C.,
Mixture Formation in Internal Combustion Engines
,
Springer, 2006.
BITZER GROUP OF COMPANIES,
Bitzer Software Version 5.0.1
, 2008.
BORGES, M. T. C. M.,
Determinação de Propriedades Radiativas Espectrais de
Vidros e Películas
, Dissertação de Mestrado, UFSC – Universidade Federal de Santa
Catarina, Florianópolis, 2004.
BRASIL CLIMA. Disponível em: <http://www.c10.com.br/brasilclima/not_senai1.
htm>. Acesso em: nov. 2005.
CARDU, M.; BAICA. M.
Regarding a Global Methodology to Estimate the
Energy-Ecologic Efficiency of Thermopower Plants
, Energy Conversion and
Management, v.40, p. 71-87, 1999a.
CARMO, A.T. e PRADO, R. T. A.,
Qualidade do Ar Interno
, Texto Técnico, Escola
Politécnica da USP, 1999.
CARRIER CORPORATION, U.S. Patent 5,724,823;
Absorption Over-
Concentration Control
, March 10, 1998 apud ZOGG, R. A., FENG, M.Y.,
166
WESTPHALEN, D., Guide to Developing Air-Cooled LiBr Absorption for Combined
Heat and Power Applications, U.S. Department of Energy, Energy Efficiency and
Renewable Energy, 2006.
CARRIER Inc.,
Manual de Aire Acondicionado
, Editora Marcombo, Barcelona,
1992.
CARRIER SÜTRAK. AC 343,
Manual de Instruções e Peças
, 2007.
CARRIER TRANSICOLD, disponível em <www.transicold.com.br/front.interna.
produtos.asp?id_secao=214&nome_secao=Produtos&id_subsecao=216&nome_subsec
ao=Ônibus%20Rodoviário>, acessado em novembro/2007.
CARVALHO, E. N.
Modelagem e Simulação de Unidades Resfriadoras de
Líquidos por Absorção H
2
O-LiBr de Simples e Duplo Efeito, Incluindo o Efeito
de Aditivos e Clima Local
. Dissertação (Mestrado em Engenharia Mecânica) -
Universidade de Brasília, Faculdade de Tecnologia, Departamento de Engenharia
Mecânica, Brasília, 2007.
ÇENGEL, Y e TURNER, R. H.,
Fundamentals of Thermal Fluid Sciences
.
McGraw-Hill, New York, 2007, 1078p.
CHALLEN, B., BARANESCU, R.
Diesel Engine Reference Book
. , Butterworth –
Heiemann, Woburn, MA, E.U.A., 2
nd
Ed., 1999.
CHEMICALOGIC CORPORATION. Disponível em: <http://www.chemicalogic.
com>. Acesso em: out. 2006.
CHEMFINDER. Disponível em: <http://www.chemifinder.com>. Acesso em: nov.
2007.
167
CHIOU, J. P.,
Application of Solar-Powered Ventilator in Automobiles
, SAE Paper
nº 860585, 1986 apud STANCATO, F., Fontes térmicas em cabines de veículos
automotivos, sua avaliação e efeito no ambiente interior, Dissertação de Mestrado.
Escola Politécnica da USP. São Paulo, 1992.
CLIMABUSS, disponível em <www.climabuss.com.br/index.php?goto=produtos>,
acessado em novembro/2007.
CORRO, G.,
Súlfur Impacto on Diesel Emission Control – A Review
, React. Kinet.
Lett., Vol. 75, No. 1, 89-106, 2002.
COULSON, D.
The air conditioning of Motor Vehicle
. L.H.V.E.J., nº33, pp 37-347,
1966 apud STANCATO, F., Fontes térmicas em cabines de veículos automotivos, sua
avaliação e efeito no ambiente interior, Dissertação de Mestrado. Escola Politécnica da
USP. São Paulo, 1992.
DÍAZ, R. P. S.
Avaliação da influência da carga de gás em um sistema de
condicionamento de ar automotivo
. Dissertação de Mestrado. Pontifícia
Universidade Católica do Rio de Janeiro. Rio de Janeiro, 2002.
EBINUMA, C. D., SILVEIRA, J. L., BALESTIERI, J. A. P.,
Análise Exergética
para a Determinação do Desempenho Ótimo de uma Bomba de Calor
, XI
Seminário da ADUNESP, pp. 355-361, 1990, Guaratinguetá.
EERE - U.S. DEPARTMENT OF ENERGY -
The Future of Absorption
Technology in America - A Critical Look at the Impact of BCHP and Innovation.
Advanced Building Systems 2000 Conference. Disponível em:
<http://www.eere.energy.gov/ de/pdfs/absorption_future.pdf>. Acesso em nov. 2006.
168
ENCARTA ENCYCLOPEDIA. Disponível em: <http://encarta.msn.com/
encyclopedia_761568448 /Priestley_Joseph.html>. Acesso em fev. 2007.
ENCYCLOPEDIA BRITANNICA. Disponível em: <http://www.britannica.com>.
Acesso em fev. 2007.
ENVIRONMENTAL PROTECTION AGENCY (EPA).
Indoor Air Facts nº 4 – Sick
Building Syndrome,
disponível em <www.epa.gov/iaq/pubs>, acessado em 2003.
FADEDPAGES. Disponível em: <http://selfinger.com/fp/art/ice1875.htm>. Acesso
em: nov. 2005.
FEUERECKER G. et al.
Measurement of Thermophysical Properties of LiBr
Solutions at High Temperatures and Concentrations
, AES – vo. 31, International
Absorption Heat Pump Conference, ASME, p. 493-99, 1993.
FLORIDES, G. A. et al.,
Design and construction of a LiBr–Water Absorption
Machine
, Energy Conversion and Management 44 (2003), 2483–2508, 2003.
GUEDES, J. M.,
Absorção: Alternativa para a Crise Energética
, Oficina do Frio,
RPA Editora, SP, Nº. 51, pp. 14-19,1999.
GRUDEN, D.,
Fuels
, The Handbook of Environmental Chemistry, Vol. 3, Part T
(2003): p 255–288.
HEROLD, K.E. e RADERMACHER, R.,
Absorption chillers and heat pumps
, CRC
Press, Florida. E.U.A., 1996.
HEYWOOD, J.B.
Internal Combustion Engines Fundamentals
, McGraw-Hill,
New-York, 1988.
169
HC. History Channel.
The Air-Conditioning History
. Modern Marvels. 2006.
IAPWS. Disponível em: < http://www.iapws.org>. Acesso em: nov. 2007.
ITAO, D. C.,
Estudo de um Sistema Alternativo de Ar Condicionado Automotivo
Baseado na Aplicação de Tubos de Vórtice Utilizando o Conceito de Regeneração
Energética
, Dissertação de Mestrado, Escola Politécnica da Universidade de São
Paulo, 2005.
JOHNSON, T. J.,
Truck climate controls: Past, present and future climate
controls for the truck cab
, SAE Tech. Paper, Series 820971, 1982.
KAITA, Y.
Thermodynamic Properties of Lithium Bromide-Water Solutions at
High Temperatures
, International Journal of Refrigeration, Vol. 24, pp. 374-390,
2001.
KEATING, E. L.,
Applied Combustion
, CRC Press, New York, 2007, 649p.
KRUEGER, R.H., DOCKUS, K.F., RUSH, W.F.,
Lithium Chromate: Corrosion
Inhibitor for Lithium Bromide Absorption Refrigeration Systems
, ASHRAE
Journal, Vol.6, pp. 40-44, 1964.
KUPPAN, T.,
Heat Exchanger Design Handbook
, Marcel Dekker, New York, 2000.
LUKANIN, V. N. et al,
Motores de Combustión Interna
, Editorial Mir, Moscou,
1985.
MARTINHO, N.A.G., SILVA, M.C.G., RAMOS, J.A.E.,
Evaluation of Thermal
Comfort in a Vehicle Cabin
, Proc. Instn Mech. Engrs. Vol. 218 Part D: Journal of
Automobile Engineering, pp 159-166, 2004.
170
MCNEELY, L.A.
Thermodynamic Properties Aqueous Solutions of Lithium
Bromide
, ASHRAE Transactions, 85 (Part 1): p.413-34, 1979.
MERCEDES-BENZ DO BRASIL, disponível em <www.mercedes-benz.com.br>,
acessado em 04/2004.
MINISTÉRIO DA CIÊNCIA E TECNOLOGIA (MCT),
Primeiro Inventário
Brasileiro de Emissões Antrópicas de Gases de Efeito Estufa - Emissões de Gases
de Efeito Estufa por Fontes Móveis
, no Setor Energético, pp. 62-69, 2006.
MINISTÉRIO DO MEIO AMBIENTE (MMA),
Resolução CONAMA Nº 3
.
Disponível em: <http://www.mma.gov.br/port/conama/res/res90/res0390.html>.
Acesso em: mar 2008.
INCROPERA, F. P. e DeWITT, D. P.,
Fundamentos de Transferência de Calor e de
Massa
, 4ª Edição. Rio de Janeiro: Livros Técnicos e Científicos, 1998. 494p.
INSTITUTO BRASILEIRO DE MEIO AMBIENTE (IBAMA),
Lei 8723/93
.
Disponível em: <http://www.ibama.gov.br/proconve/legislacao.php>. Acesso em: mar
2008.
NIST;
Standard Reference Database Number 69
, Eds. P.J. Linstrom and W.G.
Mallard, Junho 2005, Gaithersburg MD, 20899. Disponível em:
<http://webbook.nist.gov>. Acesso em: nov 2006.
MURAKAMI, K. e KONDO. N.,
Density and Crystallization Temperature of
Lithium-Bromide Aqueous Solutions
, Proceedings of the Asian Conference on
Refrigeration and Air Conditioning, p. 175-180, 2002.
171
NOGUEIRA, L. A., SILVEIRA, J. L., BALESTIERI, J. A. P., MASSAFELLI, N.,
Análise Exegética da Unidade 1 da Termoelétrica Piratininga
, X SNPTEE,
Informe Técnico GPT II, pp. 1-6, 1989, Curitiba, Brasil.
ÖZISIK, M. N.,
Heat Transfer: A Basic Approach
, McGraw Hill, 1985.
PEREIRA, J. C.,
Motores e Geradores - Princípios de Funcionamento, Instalação,
Operação e Manutenção de Grupos Diesel Geradores
, disponível em
<www.joseclaudio.eng.br>, acessado em 11/2005.
PIMENTA, J.M.D, SANTOS, R.O., CARVALHO, E.N., TEIXEIRA, R.R.,
Projeto e
Simulação de uma Unidade de Absorção, para Aplicações de Refrigeração
Automotiva
, 10º ENCIT, Rio de Janeiro, 2004.
REIS, S.,
Costs of Air Pollution Control - Analyses of Emission Control
Optionsfor Ozone Abatement Strategies
. Springer, New York, 2005, 211p.
ROCKENFELLER U.
Laboratory results: solution LiBr – H
2
O properties
= P – T
– X, heat capacity. Boulder City (NV): Rocky Research Inc., 1987.
RODRIGUEZ, C. C. et al.
Ecological Efficiency In Internal Combustion Engines,
A Biodiesel Case.
In Press. 2008.
ROBUR. Disponível em: <http://www.robur.it/us/pag_technology_history.jsp>.
Acesso em: nov 2005.
SANTOS, A. L., ARROYO, N. A. R.,
Estudo do Aproveitamento da Energia
Obtida pelos Gases de Escapamento e pela Água de Resfriamento de um Motor
de Combustão Interna
. ENCIT - 2000, 2000, Porto Alegre.
SANTOS, E. O., TRIBESS, A.,
Dimensionamento e Avaliação do Ciclo de
Refrigeração de Sistema de Climatização Automotivo
, Escola Politécnica da USP -
Departamento de Engenharia Mecânica, São Paulo, 2006 (Boletim Técnico).
172
SHAH, R. K. e SEKULIÉ, D. P.,
Fundamentals of Heat Exchanger Design
, John
Wiley & Sons, New Jersey, 2003, 941p.
STANCATO, F.,
Fontes térmicas em cabines de veículos automotivos, sua
avaliação e efeito no ambiente interior
, 250 f. Dissertação (Mestrado em Engenharia
Mecânica) - Escola Politécnica da USP. São Paulo, 1992.
SILVEIRA, J. A., LACAVA, P. T.,
Análise Exergética de Sistema de Congeração
Aplicado à Fabricação de Papel e Celulose
, III CEM-NNE, pp. 242-250, 1992, João
Pessoa, PB.
SPHEROS, disponível em <www.spheros.com.br>. Acesso em: mar 2008.
SSAW Home Service Company, disponível em <http://ssaw-services.com>. Acesso
em: mar, 2008.
SUTRACK, disponível em <http://sutrack.com.tw>. Acesso em: dez, 2007.
THERMODYNAMICS RESEARCH CENTER, NIST Boulder Laboratories, M.
Frenkel director,
Thermodynamics Source Database
, in
NIST Chemistry
THERMOKING, disponível em <www.thermoking.com.br>. Acesso em: nov 2007.
TRIBESS, A.,
Conforto Térmico em Veículos Automotivos, Mestrado
Profissionalizante em Engenharia Automotiva
, EPUSP, 2004.
TURNS, S. R.,
An Introduction to Combustion: Concepts and Applications
.
McGraw-Hill, New York, 2000, 676p.
173
USP – Universidade de São Paulo – Departamento de Ciências Atmosféricas,
disponível em <www.master.iag.usp.br/conforto/index.html>. Acesso em: nov 2007.
VILELA, I. A. C.,
Desenvolvimento de um Modelo Termodinâmico que
Considera os Impactos Ambientais
, 2007. 145f. Tese (Doutorado), Universidade
Estadual Paulista, Guaratinguetá, 2007.
WALL, G.,
Optimization of Refrigeration Machinery
, International Journal of
Refrigeration, Vol. 14, pp. 336-340, 1990.
WYLEN, G. J., SONNTAG, R.,
Fundamentos da Termodinamica Clássica
, 4ª Ed.,
Edgard Blucher, São Paulo, 1997.
ZELENKA, P., OSTGATHE, K. e LOX, E.,
Reduction of Diesel Exhaust Emissions
by Using Oxidation Catalysts
, SAE Technical Papers Series, 902111, 1990.
ZOGG, R. A., FENG, M.Y., WESTPHALEN, D.
Guide to Developing Air-Cooled
LiBr Absorption for Combined Heat and Power Applications
, U.S. Department of
Energy, Energy Efficiency and Renewable Energy, 2006. Disponível em:
<http://www.eere. energy.gov/de/pdfs/thermally_activated_lithiumbromide.pdf>.
Acesso em: nov. 2007.
174
APENDICE A - Programa Computacional ASHRAE
Neste apêndice o programa computacional Engineering Equation Solver (EES)
é utilizado para o cálculo da carga térmica de verão para o ônibus nas condições
especificadas.
1 – Áreas utilizadas no cálculo
a) Vidros
Janelas Laterais 7,69 m
2
Porta 1,05 m
2
Parabrisa 3,73 m
2
b) Superfícies Externas exceto vidros
Lateral Direita 17,97 m
2
Lateral Esquerda 17,32 m
2
Frente 1,94 m
2
Traseira 2,61 m
2
c) Superfícies Internas
Assoalho 30,94 m
2
Compartimento do motor 4,95 m
2
2 – Programa Computacional
{Calculo da Carga Térmica de Verão}
{ASHRAE CLT/SCL/CLF Method
CLTD - Cooling Load Temperature Difference
SCL - Solar Cooling Load
CLF - Cooling Load Factor}
175
{Variáveis}
N = 52
t_0 = 25
t_inf = 40
U_glass = 5,0 {W/m2.K}
A_glass = 12,47 {m2}
CLTD = 15 {K}
U_part = 0,036 {W/m2.K}
A_part = 39,84 {m2}
SC = 1
SCL = 2,1
SHG=
LHG =
CLF = 0,99
W =
F_ul =
F_sa =
P = 0,05
E_f = 0,98
Q_input = 165
F_L = 0,95
Q_vent = 24
{External Cooling Load}
{CLTD}
Q_cltd =U_glass * A_glass * CLTD
{SCL}
Q_scl = A_glass * SC * SCL
{Partitions}
176
Q_part = U_part * A_part * (t_0 - t_inf)
{Internal Cooling Load}
Q_sens = N * SHG * CLF {Sensible Heat Gain}
Q_lat = N * LHG {Latent Heat Gain}
Q_el = W * F_ul * F_sa * CLF
{Power}
Q_p = P * E_f * CLF
Q_sen_pow = Q_input * F_L * CLF
{Ventilation and Infiltration Air}
Q_sen_vent = 1,23*Q_vent*(t_0 - t_inf)
177
APENDICE B - Programa Computacional SRA
Neste apêndice o programa computacional Engineering Equation Solver (EES)
é utilizado para o cálculo do sistema de absorção utilizando LiBr.
1 – Programa Principal, Sistema de Absorção.
{TESE}
{Função que calcula a Entropia do LiBr}
{Referência: Kaita, Y., 2001, "Thermodynamic Properties of Lithium Bromide-Water
Solutions at High Temperatures", International Journal of Refrigeration, Vol. 24, pp.
374-390}
Function entropy_LiBr(x;T)
B00=5,1275500E-01
B01=-1,3939540E-02
B02=2,9241450E-05
B03=9,0356970E-07
B10=1,2267800E-02
B11=-9,1568200E-05
B12=1,8204530E-08
B13=-7,9918060E-10
B20=-1,3648950E-05
B21=1,0689040E-07
B22=-1,3811090E-09
B23=1,5297840E-11
B30=1,0215010E-08
B31=0,0000000E+00
B32=0,0000000E+00
B33=0,0000000E+00
entropy_LiBr=B00*x^0*T^0+B01*x^1*T^0+B02*x^2*T^0+B03*x^3*T^0+B10*x^0
*T^1+B11*x^1*T^1+B12*x^2*T^1+B13*x^3*T^1+B20*x^0*T^2+B21*x^1*T^2+B
178
22*x^2*T^2+B23*x^3*T^2+B30*x^0*T^3+B31*x^1*T^3+B32*x^2*T^3+B33*x^3*
T^3
end
{Função que calcula a Exergia do LiBr}
Function exergy_LiBr(s0;h0;s;h;T0)
SI=2 {Define Sistema Internacional}
exergy_LiBr= (h-h0)-T0*(s-s0) {Calcula a exergia}
end
{Função que calcula a exergia da água}
Function exag(T;T0;T0K;P)
TK=T+273,15
cpag=CP(Water;T=T;P=P) {kJ/kg.K}
exag=cpag*(T-T0)-T0K*ln((TK)/T0K)
end
{Função que calcula a exergia do ar}
Function exar(T;T0;T0K;P)
TK=T+273,15
cpar=CP(Air_ha;T=T;P=P) {kJ/kg.K}
exar=cpar*(T-T0)-T0K*ln((TK)/T0K)
end
{Função que calcula o cp do LiBr}
Function CpLiBr(X)
{ X em %
Cp em (kJ/kg.K) }
CpLiBr = (0,0976 * X^2 - 37,512 * X + 3825,4) / 1000
end
179
{Função que calcula o cp do gás de exaustão}
Function CpGas (TE)
{ TE em (ºC) }
CpNO2 = CP(NO2;T=TE)
CpCO = CP(CO;T=TE)
CpSO2 = CP(SO2;T=TE)
CpCO2 = CP(CO2;T=TE)
CpN2 = CP(N2;T=TE)
CpO2 = CP(O2;T=TE)
CpH2O = CP(H2O;T=TE)
CpGas = (0,25 *CpNO2 + 0,01*CpCO + 0,01*CpSO2 + 11,10*CpCO2 +
73,99*CpN2 + 10,66*CpO2 + 3,92*CpH2O) / 100
end
{Sistema Internacional}
SI=2
{ - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -
- }
{Dados de Entrada}
m[7]=0,008 {kg/sec}
T[17]=28 {°C}
m[17]=1 {kg/sec}
T[13]=25 {°C}
P[13]=110 {kPa}
m[13]=0,4 {kg/sec}
T[3]=60 {ºC}
T[4]=90
T[7]=85
T[9]=6
x[1]=55 {%}
180
x[4]=60
UAa=1,8 {kW/K}
UAc=1,6
UAe=1,25
Eff_hx=0,64 {Eficiência do Trocador de Calor}
{Temperatura e Concentração de Referência}
T0=20 {ºC}
X0=50 {%}
{Pressões}
Phigh=9,625
Plow=0,935
P=100 {kPa}
{ - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- - - - - - - - - - - - - - - - - -
- }
Q[8]=0,0
Q[10]=1,0
T[15] = T[14]
{Trocador de Calor}
Eff_hx=(T[4]-T[5])/(T[4]-T[2])
Chot=m[4]*(h[4]-h[5])/(T[4]-T[5])
Ccold=m[2]*(h[3]-h[2])/(T[3]-T[2])
Qhx=m[1]*(h[3]-h[2]) {Balanço de Energia}
Qhx=m[4]*(h[4]-h[5])
N_hx=(T[4]-T[3])-(T[5]-T[2])
D_hx=ln((T[4]-T[3])/(T[5]-T[2]))
Lmtdhx=N_hx/D_hx
UAhx=Qhx/Lmtdhx
{Gerador}
Qg= h[4]*m[4] +h[7]*m[7]-h[3]*m[3] {Balanço de Energia}
Qg=m_gas*Dh_gas
181
Dh_gas = 400*CpGas (400)- 350*CpGas (350) {kJ/kg}
{Condensador}
Qc=m[7]*(h[7]-h[8]) {Balanço de Energia}
Qc=m[15]*(h[16]-h[15]) {Balanço de Energia}
Eff_c=(T[15]-T[16])/(T[15]-T[8])
{Válvula do Refrigerante}
h[9]=h[8] {Balanço de Energia}
{Evaporador}
Qe=m[9]*(h[10]-h[9]) {Balanço de Energia}
Qe=m[17]*(h[17]-h[18]) {Balanço de Energia}
Eff_e=(T[17]-T[18])/(T[17]-T[10])
{Absorvedor}
Qa= m[10]*h[10]+h[6]*m[6]-m[1]*h[1] {Balanço de Energia}
Qa= m[13]*(h[14]-h[13]) {Balanço de Energia}
Eff_a=(T[14]-T[13])/(T[6]-T[13])
{Válvula de Expansão da Solução}
h[6]=h[5] {Balanço de Energia}
{Bomba}
h[2]=h[1]+Pwork/m[1] {Balanço de Energia}
Pwork=m[1]*v1*(Phigh-Plow)/1000 {Modelo de Trabalho da Bomba
- isentrópico}
{Trocadores de Calor para loop água}
{Calcula LMTD}
N_a=(T[6]-T[14]-T[1]+T[13])
D_a=ln((T[6]-T[14])/(T[1]-T[13]))
Lmtda=N_a/D_a
N_c=(T[8]-T[15]-T[8]+T[16])
D_c=ln((T[8]-T[15])/(T[8]-T[16]))
Lmtdc=N_c/D_c
N_e=(T[17]-T[10]-T[18]+T[10])
D_e=ln((T[17]-T[10])/(T[18]-T[10]))
Lmtde=N_e/D_e
{equação para balanço de energia UA*LMTD}
Qa=Lmtda*UAa
182
Qc=Lmtdc*UAc
Qe=Lmtde*UAe
{Balanços de Massa}
m[2]=m[1]
m[3]=m[2]
m[5]=m[4]
m[6]=m[5]
m[8]=m[7]
m[9]=m[8]
m[10]=m[9]
m[14]=m[13]
m[15]=m[14]
m[16]=m[15]
m[18]=m[17]
x[2]=x[1]
x[3]=x[2]
x[5]=x[4]
x[6]=x[5]
x[7]=0
x[8]=x[7]
x[9]=x[8]
x[10]=x[9]
{Cálculo de Propriedades Termodinâmicas}
{Cálculo do COP}
COP_r= Qe/Qg {COP Sistema Refrigeração}
COP_h = (Qa+Qc)/Qg {COP Sistema Aquecimento}
COP_h = 1 + COP_r
{Taxa de Circulação da Solução}
f=m[3]/m[7]
{Entalpia}
h[1]=H_LIBR(T[1];x[1];SI)
h[2]=H_LIBR(T[2];x[2];SI)
h[3]=H_LIBR(T[3];x[3];SI)
h[4]=H_LIBR(T[4];x[4];SI)
h[5]=H_LIBR(T[5];x[5];SI)
CALL Q_LIBR(h[6];Plow;x[6];SI:q6b;T6b;Xl6b;hl6b;hv6b)
T[6]=T6b
183
h[7]=enthalpy(Water;T=T[7];P=Phigh)
h7s=enthalpy(Water;T=T[8];x=1,0)
h[8]=enthalpy(Water;T=T[8];x=0)
h[10]=enthalpy(Water;T=T[10];x=1)
h[13]=enthalpy(Water;T=T[13];P=P[13])
h[14]=enthalpy(Water;T=T[14];P=P[14])
h[15]=enthalpy(Water;T=T[15];P=P[15])
h[16]=enthalpy(Water;T=T[16];P=P[16])
h[17]=enthalpy(Air_ha;T=T[17];P=P)
h[18]=enthalpy(Air_ha;T=T[18];P=P)
{entropia}
s[7]=entropy(Water;T=T[7];P=Phigh)
s[8]=entropy(Water;T=T[8];P=Phigh)
s[9]=entropy(Water;T=T[9];P=Plow)
s[10]=entropy(Water;T=T[10];P=Plow)
s[13]=entropy(Water;T=T[13];P=P[13])
s[14]=entropy(Water;T=T[14];P=P[14])
s[15]=entropy(Water;T=T[15];P=P[15])
s[16]=entropy(Water;T=T[16];P=P[16])
s[17]=entropy(Air_ha;T=T[17];P=P)
s[18]=entropy(Air_ha;T=T[18];P=P)
v1=V_LIBR(T[1];X[1];SI)
{Calor Específico}
cp[1] =CpLiBr(X[1])
cp[2] =CpLiBr(X[2])
cp[3] =CpLiBr(X[3])
cp[4] =CpLiBr(X[4])
cp[5] =CpLiBr(X[5])
cp[6] =CpLiBr(X[6])
cp[7]=CP(Water;T=T[7];P=Phigh)
cp[8]=CP(Water;T=T[8];P=Phigh)
cp[9]=CP(Water;T=T[9];P=Plow)
cp[10]=CP(Water;T=T[10];P=Plow)
cp[13]=CP(Water;T=T[13];P=P[13])
184
cp[14]=CP(Water;T=T[14];P=P[14])
cp[15]=CP(Water;T=T[15];P=P[15])
cp[16]=CP(Water;T=T[16];P=P[16])
cp[17]=CP(Air_ha;T=T[17];P=P)
cp[18]=CP(Air_ha;T=T[18];P=P)
{Define as Pressões}
P[1]=Plow
P[2]=Phigh
P[3]=Phigh
P[4]=Phigh
P[5]=Phigh
P[6]=Plow
P[7]=Phigh
P[8]=Phigh
P[9]=Plow
P[10]=Plow
P[14]=P[13]
P[15]=P[14]
P[16]=P[15]
P[17]=P
P[18]=P[17]
{Define o Título}
Q[1]=0
Q[4]=0
Q[6]=q6b*0,01
Q[9]=quality(Water;h=h[9];P=Plow)
{Calcula a Entropia da Solução}
s[1] = entropy_LiBr(x[1]; T[1])
s[2] = entropy_LiBr(x[2]; T[2])
s[3] = entropy_LiBr(x[3]; T[3])
s[4] = entropy_LiBr(x[4]; T[4])
s[5] = entropy_LiBr(x[5]; T[5])
s[6] = entropy_LiBr(x[6]; T[6])
{Calcula a Exergia da Solução}
s0 = entropy_LiBr(X0; T0)
h0 = H_LIBR(T0;X0;SI)
185
ex[1]=exergy_LiBr(s0;h0;s[1];h[1];T0)
ex[2]=exergy_LiBr(s0;h0;s[2];h[2];T0)
ex[3]=exergy_LiBr(s0;h0;s[3];h[3];T0)
ex[4]=exergy_LiBr(s0;h0;s[4];h[4];T0)
ex[5]=exergy_LiBr(s0;h0;s[5];h[5];T0)
ex[6]=exergy_LiBr(s0;h0;s[6];h[6];T0)
{Calcula a Exergia do Refrigerante}
s0b = entropy(Water;T=T0;P=Phigh)
h0b = enthalpy(Water;T=T0;P=Phigh)
ex[7]=exergy_LiBr(s0b;h0b;s[7];h[7];T0)
ex[8]=exergy_LiBr(s0b;h0b;s[8];h[8];T0)
ex[9]=exergy_LiBr(s0b;h0b;s[9];h[9];T0)
ex[10]=exergy_LiBr(s0b;h0b;s[10];h[10];T0)
{Calcula a Exergia}
T0K=T0+273,15 {K}
ex[13]=exag(T[13];T0;T0K;P[13])
ex[14]=exag(T[14];T0;T0K;P[14])
ex[15]=exag(T[15];T0;T0K;P[15])
ex[16]=exag(T[16];T0;T0K;P[16])
ex[17]=exar(T[17];T0;T0K;P[17])
ex[18]=exar(T[18];T0;T0K;P[18])
{Irreversividades}
Ie = m[9]*(ex[9]-ex[10]) + (1-T0K/T[9])*Qe
Ic = m[10]*ex[10]+m[6]*ex[6]-m[1]*ex[1] + (1-T0/T[5])*Qa
Ee=(m[18]*ex[18]-m[17]*ex[17])/(m[9]*ex[9]-m[10]*ex[10])
2 – Programa para Dimensionamento do Trocador Água-Ar
{Trocador Água - Ar}
Function Maximo(C_q;C_f)
IF (C_f>C_q) THEN C = C_f ELSE C = C_q
Maximo=C
186
end
Function Minimo(C_q;C_f)
IF (C_f<C_q) THEN C = C_f ELSE C = C_q
Minimo=C
end
{- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -}
Q_hx = 44,2 {kW}
U_q = 0,56 {kW/m2.K}
T_q_e = 46 {ºC}
T_q_s = 40
T_f_e = 35 {ºC}
T_f_s = 45
m_f = 1 {kg/s}
P_f = 100 {kPa}
T_f_m = (T_f_e +T_f_s)/2
c_p_f = CP(Water;T=T_f_m;P=P_f)
C_f = m_f * c_p_f
C_q = C_f * (T_f_s - T_f_e)/(T_q_e - T_q_s)
C_max=Maximo(C_q;C_f)
C_min = Minimo(C_q;C_f)
Q_max = C_min * (T_q_e - T_f_e)
Q = C_f * (T_f_s - T_f_e)
Eff = Q / Q_max
C_r = C_min/C_max
Eff = 1 - exp((1/C_r)* NUT^0,22*(exp(-C_r*NUT^0,78)-1))
F=(1/((1-C_r)*NUT))*ln((1-Eff*C_r)/(1-Eff))
187
Lmtd_hx=(T_q_e - T_f_s) - (T_q_s - T_f_e) / ln ((T_q_e - T_f_s)/(T_q_s - T_f_e))
A_q = Q_hx / (U_q * F * Lmtd_hx)
3 – Programa para Dimensionamento do Evaporador
{Evaporador}
Q_e = 18,7 {kW}
U_e = 0,056 {kW/m2.K}
T_q_e = 28 {ºC}
T_q_s = 12
T_f = 6 {ºC}
m_f = 0,093 {kg/s}
{ - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -- }
h_f_e =enthalpy(Water;T=T_f;x=0)
h_f_s =enthalpy(Water;T=T_f;x=1)
Eff = 1-exp(-NUT)
NUT = ln((T_q_e - T_f)/(T_q_s-T_f))
Lmtd_e=(T_q_e - T_f) - (T_q_s - T_f) / ln ((T_q_e - T_f)/(T_q_s - T_f))
P = (T_q_e - T_q_s) / (T_q_e - T_f)
F = ln (1/(1-P))/NUT
A_q = Q_e / (U_e * F * Lmtd_e)
A_q = (NUT*C_min)/U_e
188
ANEXO - Dados e Curvas de Desempenho dos Motores
Motor M 366 LA
Valores conf. NBR ISO 1585
Índices de emissões conforme CONAMA Fase P-5 (Euro III)
Potência Máxima Líquida: 170 kW (231 cv) a 2600 rpm
Momento Máximo de Força: 720 N.m (73 m.kgf) de 1560 rpm
Consumo específico mínimo: 190 g/kW.h (140 g/cv.h) a 1370 rpm
Pot Máx
Rot
Máx
Diâm
Pistão
Curso
Pistão Cilindrada
Nº
Cilindros
(kW) (cv) (rpm) (mm) (mm) (litros)
6 170 231 2500 102 121 5,958
189
Motor OM 457 LA
Valores conf. NBR ISO 1585
Índices de emissões conforme CONAMA Fase P-5 (Euro III)
Potência Máxima Líquida: 265 kW (360 cv) a 1900 rpm
Momento Máximo de Força: 1650 N.m (168 m.kgf) de 1100 rpm
Consumo específico mínimo: 190 g/kW.h (140 g/cv.h) a 1500 rpm
Pot Máx
Rot
Máx
Diâm
Pistão
Curso
Pistão Cilindrada
Nº
Cilindros
(kW) (cv) (rpm) (mm) (mm) (litros)
6 280 380 1900 128 155 11,967
190
Motor OM 904 LA
Valores conf. NBR ISO 1585
Índices de emissões conforme CONAMA Fase P-5 (Euro III)
Potência Máxima Líquida: 130 kW (177 cv) a 2200 rpm
Momento Máximo de Força: 675 N.m (69 m.kgf) de 1200 a 1600 rpm
Consumo específico mínimo: 205 g/kW.h (151 g/cv.h) a 1400 rpm
Pot Máx
Rot
Máx
Diâm
Pistão
Curso
Pistão Cilindrada
Nº
Cilindros
(kW) (cv) (rpm) (mm) (mm) (litros)
4 112 152 2500 102 130 4,249
191
Motor OM 906 LA
Valores conf. NBR ISO 1585
Índices de emissões conforme CONAMA Fase P-5 (Euro III)
Potência Máxima Líquida: 180 kW (245 cv) a 2200 rpm
Momento Máximo de Força: 900 N.m (92 m.kgf) de 1200 a 1600 rpm
Consumo específico mínimo: 195 g/kW.h (143 g/cv.h) a 1400 rpm
Pot Máx
Rot
Máx
Diâm
Pistão
Curso
Pistão
Cilindrada
Nº
Cilindros
(kW) (cv) (rpm) (mm) (mm) (litros)
6 265 360 2500 102 130 6,374
192
Motor OM 924 LA
Valores conf. NBR ISO 1585
Índices de emissões conforme CONAMA Fase P-5 (Euro III)
Potência Máxima Líquida: 160 kW (218 cv) a 2200 rpm
Momento Máximo de Força: 810 N.m (83 m.kgf) de 1400 a 1600 rpm
Consumo específico mínimo: 202 g/kW.h (149 g/cv.h) a 1600 rpm
Pot Máx
Rot
Máx
Diâm
Pistão
Curso
Pistão Cilindrada
Nº
Cilindros
(kW) (cv) (rpm) (mm) (mm) (litros)
6 265 360 2500 102 130 6,374
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