projeto e otimização de um condensador compacto ar-r 290
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projeto e otimização de um condensador compacto ar-r 290
1º Encontro Brasileiro sobre Ebulição, Condensação e Escoamento Multifásico Líquido-Gás Florianópolis, 28-29 de Abril de 2008 PROJETO E OTIMIZAÇÃO DE UM CONDENSADOR COMPACTO AR-R 290 Jacqueline B. Copetti*, Mario H. Macagnan°, Márcia Zanatta Universidade do Vale do Rio dos Sinos – Unisinos Ciências Exatas e Tecnológicas – Engenharia Mecânica Av. Unisinos, 950 – 93022-000 São Leopoldo, RS Email: * [email protected] , °[email protected] RESUMO Trocadores de calor compactos de fluxo paralelo em mini canais são amplamente utilizados como condensadores em sistemas de ar condicionado automotivo em função de algumas características importantes, tais como: compacidade, baixo peso, desempenho e confiabilidade. Estas características, associadas a menor perda de carga tanto no lado do refrigerante como no lado do ar, tem possibilitado a expansão de sua aplicação para sistemas de refrigeração comercial. Poucos trabalhos sobre o dimensionamento e otimização destes trocadores estão disponíveis na literatura aberta, principalmente utilizando hidrocarbonetos como refrigerante. Desta forma, o objetivo deste trabalho é apresentar alguns resultados da análise de desempenho e otimização destes trocadores, utilizando como refrigerante o R290 (propano). Para este estudo, foi desenvolvido um programa computacional onde o trocador foi subdividido em segmentos e, para cada um deles, aplicado o método ε-NTU. As propriedades termodinâmicas e de transporte dos refrigerantes foram obtidas do programa Refprop, através de uma interface especialmente desenvolvida. Os resultados obtidos de potência dissipada, coeficientes de transferência de calor do refrigerante e do ar e perda de carga concordam com valores disponíveis na literatura. As vantagens do R290 em relação ao R134a (caso base) ficam evidenciadas em relação a alguns parâmetros importantes, como menor perda de carga, menor volume de troca térmica para a mesma potência dissipada, etc. O programa também permite, através da variação dos parâmetros geométricos do trocador, buscar-se uma otimização da troca térmica a fim de minimizar o tamanho (e massa) do trocador de calor. 1. INTRODUÇÃO Os trocadores de calor de fluxo paralelo em mini canais tem recebido especial atenção nos últimos anos, primeiramente no campo automotivo e mais recentemente em sistemas de refrigeração comercial. Sua compacidade, peso, confiabilidade e desempenho tornaram este trocador fundamental quando se discute questões relacionadas à minimização de carga de refrigerante, aumento de eficiência e utilização de refrigerantes inflamáveis. Devido à distribuição do refrigerante em múltiplos tubos, seu desempenho é superior aos condensadores do tipo serpentina aletada [1] e, devido à mesma razão, apresentam uma menor perda de carga. Além disso, quando fabricados em alumínio pelo processo de brasagem, estes trocadores apresentam elevada resistência à corrosão. A predição do desempenho destes trocadores é importante para a análise do comportamento dos sistemas de refrigeração. Para isso, há a necessidade da elaboração de programas computacionais que permitam estudar o desempenho térmico e hidráulico destes trocadores. O uso de tal ferramenta permite também a otimização do desenho dos trocadores para uma dada condição operacional. Neste trabalho é apresentado um estudo sobre trocadores de calor de mini canais de fluxo paralelo com aletas do tipo “multilouver” para uso como condensador em sistemas de ar condicionado automotivo. A metodologia de projeto usa o método ε-NTU. A estrutura do programa computacional também é apresentada, assim como uma análise de correlações de transferência de calor e de perda de carga utilizadas. São estudadas algumas geometrias características e apresentados os resultados da otimização destes trocadores. A otimização consiste em obter, para uma taxa nominal de transferência de calor, a configuração com menor volume de material. Também são apresentadas comparações de desempenho destes condensadores operando com R134a e R290 (propano). O uso do R290 em sistemas de AC automotivo, apesar de suas inegáveis características termodinâmicas, não tem recebido especial atenção da indústria, principalmente nos Estados Unidos, em função de sua elevada inflamabilidade. Segundo Maclaine-Cross [2], podem existir na Austrália mais que 330.000 automóveis equipados com sistemas de AC utilizando hidrocarbonetos, sem incidentes documentados, já que em alguns estados seu uso é legal. Considerando-se a nova regulamentação européia no sentido de impedir o uso de refrigerantes com potencial de aquecimento global (GWP) maior que 150, como é o caso do R134a, amplamente utilizado nestes sistemas, e pela dificuldade de implantação dos sistemas com CO2, entende-se que estudos sobre a utilização dos hidrocarbonetos, tanto em relação ao seu desempenho quanto a questões de segurança são importantes. 2. CONDENSADORES DE FLUXO PARALELO Um condensador de fluxo paralelo convencional é mostrado na Fig. 1. Consiste basicamente de tubos planos, cada um deles com múltiplos canais de escoamento, extrudados no perfil. O refrigerante escoa pelos canais, alimentado através de um distribuidor. Externamente, aletas do tipo “multilouver” são utilizadas, particularmente em sistema de AC automotivo. Configurações típicas dos tubos variam entre 6 a 12 canais, largura entre 16 e 22 mm e espessura de 2 mm [3]. Como possui uma menor área frontal em relação ao fluxo de ar, apresenta baixa perda de carga neste lado. O uso de aletas do tipo “multilouver” permite a redução da resistência térmica da camada limite no lado do ar, resultando em maiores coeficientes de transferência de calor [4]. O número de passes e de tubos por passes é variável e deve ser otimizado para cada projeto. Em condensadores, o primeiro passe possui o maior número de tubos, diminuindo nos passes subseqüentes. Isso decorre da condição de entrada do refrigerante: vapor superaquecido com elevado volume específico. Para diminuir a perda de carga (velocidade do refrigerante escoando pelos canais), o número de tubos é aumentado. 3. METODOLOGIA DE ANÁLISE Um procedimento sistemático foi desenvolvido para analisar a influência de diferentes parâmetros geométricos do condensador no seu desempenho térmico, atendendo as exigências de perda de carga. O condensador foi analisado passe a passe iniciando com o refrigerante na condição de vapor superaquecido, passando pela mudança de fase, a condensação, e, por último, o sub resfriamento. Cada passe foi subdividido em segmentos e um processo de cálculo iterativo permitiu ajustar as condições de saída de cada segmento como as de entrada do seguinte. Em cada segmento as propriedades dos fluidos são consideradas constantes, assim como os valores calculados do gradiente de pressão, fluxo de calor e coeficiente de transferência de calor. Foi utilizado o método ε-NUT onde, utilizando-se somente as condições de entrada, temperaturas, pressões e vazões dos fluidos, são obtidos os principais parâmetros e condições de saída de cada segmento, conforme seqüência a seguir: 1. B B 2. Definição das condições operacionais de entrada do refrigerante e do ar no condensador, conforme valores usuais para a aplicação, e parâmetros geométricos dos tubos e aletas. Cálculo de áreas e diâmetros [5]. Cálculo dos coeficientes de transferência de calor do ar e do refrigerante e do coeficiente global de transferência de calor, conforme seja a fase do refrigerante no segmento. (1) 1 / UA = 1 /( har Aaletas ) + 1 /( h Re f Atubo ) 3. Figura 1. Detalhe do condensador de mini canais. Cálculo do número de unidades de transferência, NUT, e da efetividade, ε, conforme escoamento monofásico, vapor superaquecido ou líquido comprimido, ou escoamento em mudança de fase. Figura 1. Detalhes do condensador de múltiplos canais. Na saída do condensador o efeito é exatamente o oposto. Como o refrigerante encontra-se na fase líquida, o volume específico é baixo, assim como a velocidade. Neste caso, o número de tubos no passe é reduzido. Um dos problemas apresentados por estes trocadores é a má distribuição de refrigerante nos canais, alimentados lateralmente a partir de um distribuidor comum. Como a temperatura do ar aumenta no sentido do escoamento (através da largura do tubo) o gradiente de temperatura entre refrigerante e ar diminui Mathur [3]. Isto afeta a magnitude do coeficiente de transferência de calor e, consequentemente, altera a taxa de massa em cada canal. Da mesma forma, os efeitos de separação de fases e da gravidade nos distribuidores também afetam as condições de escoamento nos canais. A distribuição do ar através dos tubos (perfil de velocidades) também afeta o comportamento da troca térmica em trocadores de forma geral. Um perfil de velocidades não homogêneo é decorrente do fluxo forçado ou induzido do ar sobre os tubos e aletas. Estudos apresentados por Subramaniam [4] mostram os efeitos da distribuição do ar em relação à área total de troca térmica do condensador. Uma maior velocidade do ar próximo da região de entrada do refrigerante aumenta a área de troca térmica necessária enquanto que uma maior velocidade próxima da região de saída resultará em uma diminuição desta área e, portanto, da massa total de material do condensador. (2) NUT = UA / C min onde Cmin é a capacidade calorífica mínima. A efetividade é calculada conforme escoamento monofásico ou bifásico. No escoamento monofásico para trocadores de calor com as correntes de fluido em escoamento cruzado, o estado fluido pode ser considerado “não misturado” ou “misturado”, determinado pela geometria das passagens do escoamento do fluido. O escoamento do ar através deste tipo de aletas “venezianadas” é considerado misturado, já que a superfície perfurada das aletas promove a mistura, ao contrário das aletas de superfície lisa. Assim, o cálculo da efetividade ε depende da comparação das capacidades caloríficas das correntes [5]: a) se Cmax = Car (misturado) e Cmin = CRef (não misturado): (3) ε = 1 / Cr { 1 − exp[ −Cr ( 1 − exp( − NUT ))]} sendo Cr = Cmin/Cmax b) se Cmax = CRef (misturado) (não misturado) e Cmin ε = 1 − exp[ −1 / Cr ( 1 − exp( −CrNUT ))] =Car (4) Para a mudança de fase, Cr = 0 e, portanto, ε é dado por: (5) ε = 1 − exp( − NUT ) 4. Cálculo da taxa de calor trocada no segmento através de: (6) q = εq max = εC min ( Te Re f − Te ar ) Para escoamento monofásico as temperaturas de saída do segmento são encontradas aplicando o balanço de energia. Na região de condensação, a temperatura de saturação é definida através da pressão. A partir da taxa de calor se determina a entalpia de saída do segmento, is, e conseqüentemente, o título, x, correspondente, tal como: q = m& ( i s − ie ) 5. e x = ( i s − il ) /( ilv ) (7) Cálculo das perdas de carga no lado do refrigerante e do ar. 3.1 Dados considerados na análise Os estudos de desempenho e otimização deste condensador foram conduzidos tendo por base um modelo de condensador fabricado pela Valeo, utilizado em sistemas de ar condicionado da linha Peugeot, cujos dados geométricos são apresentados na Tab.1. O refrigerante utilizado é o R134a, o qual será o parâmetro de comparação para a análise de desempenho do R290. Os valores dos principais parâmetros operacionais, como temperatura, pressão e velocidade dos fluidos, refrigerante e ar, são valores usuais do sistema, encontrados experimentalmente, e são indicados na Tab. 2. Tabela 1. Configuração inicial do condensador. Tubos Altura Largura Espessura N° canais/tubo N° tubos N° passes N° de tubos por passe Área de escoamento/passe Diâmetro hidráulico Aletas Passo Altura Espessura Profundidade “Louvers” Ângulo Comprimento Passo Altura Condensador Comprimento Altura Largura 2 mm 16 mm 0,3 mm 7 29 4 11-8-6-4 187-136-10268 mm2 1,58 mm 1,4 mm 10 mm 0,1 mm 16 mm 30° 11 mm 1,5 mm 0,85 mm 575 mm 367 mm 16 mm Tabela 2. Dados operacionais iniciais. Refrigerante - R134a [6] Temperatura de entrada Pressão de entrada Taxa de massa Ar Temperatura de entrada Velocidade frontal 90,5°C 1,724 MPa 0,052 kg/s 37,8 °C 3,5 m/s Para o cálculo dos parâmetros geométricos de cada tubo de mini canais foi considerado que os lados do tubo são semicirculares com diâmetro igual a altura do tubo. As áreas de escoamento por passe e o diâmetro hidráulico para a geometria base encontram-se na Tab.1. Já a área de troca no lado dos tubos, Atubo da Eq. 1, leva em conta não somente as paredes do tubo “molhadas” pelo refrigerante que transferem calor para o ar externo, como as paredes de separação entre os canais que agem como aletas e ajudam a transferir calor. A área de escoamento do ar através das aletas e de troca térmica, que considera tubo e aletas, são calculadas inicialmente para uma célula (um passo de aleta) e depois para o segmento, considerando o número de aletas por passe e segmento [5]. A compacidade do trocador de calor é dada pela relação entre a área e o volume. No cálculo da área de troca térmica, ou Aaletas da Eq. 1, leva-se em conta a eficiência das aletas. 3.2 Transferência de Calor e Perda de Carga Lado do refrigerante: O cálculo da transferência de calor e perda de carga é diferente para cada uma das regiões. As propriedades foram calculadas para cada segmento a partir de uma interface especialmente desenvolvida para acessar o programa RefProp7.0 [7]. Correlações para transferência de calor para as diferentes regiões foram analisadas. Para as regiões monofásicas os estudos em geral são para tubos de dimensões maiores de 6mm, mas alguns trabalhos [8,9] mostram que tanto a transferência de calor, como o fator de atrito podem ser razoavelmente bem representados por correlações clássicas para tubos circulares utilizando o diâmetro hidráulico de escoamento. Desta forma, foram utilizadas correlações diferentes para os regimes laminar e turbulento, definidos pelo número de Reynolds crítico através da equação proposta por Bhatti e Shah [10]. Para o regime laminar foi utilizada uma correlação para o número de Nusselt, função da razão de aspecto, conforme os mesmos autores. Para o regime turbulento foi utilizada a correlação de Dittus-Boelter. Já o fator de atrito pela correlação de Petukov-Popov. Para a condensação em minicanais, conforme Garimella [11], existem consideráveis variações entre os coeficientes de transferência de calor preditos pelas diferentes correlações, isto porque, com poucas exceções, estes modelos são baseados em tubos de diâmetros na faixa de 8 mm. Neste trabalho foram testadas três correlações: Shah, Cavallini [11] e Mamani [12]. Já a perda de carga é calculada a partir da perda para regime monofásico, líquido ou vapor, e corrigida por um fator multiplicador bifásico. Foi utilizado o modelo proposto por Cavallini [11], o qual é uma modificação da correlação de Friedel para canais convencionais. Ll Lp 0,68 pt Lp − 0,28 Fl Lp δ Lp −0,29 Fd Lp 0,818 0,444 Fp Lp −1,682 Fl Lp Shah 8000 4000 (8) 0 0 20 40 60 80 100 Distância da entrada do condensador (%) A perda de carga do lado do ar, embora seja considerada pequena, foi calculada considerando o fator de atrito baseado no Relp, de acordo com a Eq. 9, proposta por Chang et al. [14]: θ f = Relp −0,781 90 Jabardo 12000 − 0,05 Figura 2. Comparação das correlações para o cálculo do coeficiente de transferência de calor local ao longo do condensador. −1,22 30 (9) 1,97 Ll Lp A perda de carga considera além do atrito, perdas por entrada e saída do ar no trocador de calor e a aceleração devido às variações da massa específica do ar ao longo do escoamento. 4. RESULTADOS 4.1 Comparação das correlações para condensação Nas Figs. 2 e 3 são apresentados os resultados da comparação realizada com as três diferentes correlações para transferência de calor em termos da variação do coeficiente de transferência de calor local e do produto UA ao longo do condensador A cada novo passe, o número de tubos diminui, aumentando a taxa de massa de refrigerante por tubo e, portanto, aumenta o coeficiente de transferência de calor e o valor de UA, como se pode observar nas Figs. 2 e 3. No entanto, as variações encontradas no coeficiente devido às diferentes correlações afetam muito pouco o valor do coeficiente global U e a taxa de calor, q, já que neste caso a resistência térmica controladora do processo é do lado do ar (Eq. 1). Os valores médios para o coeficiente de transferência de calor são 5.003,63 W/m2°C, 4.555,56 W/m2°C e 4.501,32 W/m2°C para as correlações de Cavallini, Jabardo e Shah, respectivamente. 2 Fd Lp −0, 23 Fp Lp −0,14 Cavallini 16000 (UA)local (W/m K) θ j = Re Lp −0,49 90 0, 27 20000 2 De acordo com a Eq. 1, para o cálculo de UA, a resistência térmica no lado do ar é a controladora. Uma correlação baseada em dados experimentais para o escoamento do ar através das aletas providas de aberturas, ou “louvers”, como o caso do presente trocador de calor, foi obtida por Chang e Wang [13] na forma do fator de Colburn, j, considerando a complexa geometria destas aletas, conforme Fig.1 e dados da Tab. 1. O número de Reynolds é baseado no passo das “louvers” (Lp). Os valores do coeficiente global de transferência de calor, U, para a região de condensação, independente da correlação, ficam entre 97,2 a 125,2 W/m2°C. hlocal (W/m K) Lado do ar Cavallini Jabardo Shah 20 10 0 0 20 40 60 80 100 Distância da entrada do condensador (%) Figura 3. Comparação das correlações para transferência de calor sobre o valor de UA ao longo do condensador. Ainda em relação à Fig. 2, pode-se notar que o coeficiente de transferência de calor local é baixo (equações de Cavallini e Shah), em função da condição de entrada do refrigerante no condensador como vapor superaquecido. Ao iniciar a condensação, há um rápido crescimento deste coeficiente. Na região bifásica, o coeficiente local de transferência de calor diminui gradativamente, como função da diminuição do título do refrigerante. O aumento brusco do coeficiente local de transferência de calor acontece na entrada de cada novo passe em função da diminuição de tubos em cada passe, o que resulta em um aumento da taxa de massa do refrigerante por tubo. Com relação à perda de carga no lado do refrigerante, as correlações podem conduzir a variações significativas, que são atribuídas aos diferentes multiplicadores bifásicos utilizados [11]. Desta forma, a escolha das correlações para a transferência de calor e a perda de carga para esta simulação levou em 4.2 Comparação do desempenho dos refrigerantes R134a e R290 Foi realizada a simulação do comportamento do condensador para as condições geométricas e operacionais indicadas nas Tabs. 1 e 2 para o R134a. Utilizando as mesmas condições para o propano foi verificado que para que ocorresse a condensação com o subresfriamento seria necessário um condensador de dimensões maiores, já que as propriedades do R290 são bastante diferentes do R134a [14]. Para garantir a mesma taxa de calor, a taxa de massa do refrigerante foi reduzida em 46%, aumentou-se a pressão de entrada do refrigerante, considerando a mesma temperatura de saturação do R134a. A temperatura de entrada do refrigerante no condensador, para a condição de vapor superaquecido foi reduzida, estabelendo-se um grau de desuperaquecimento entre 20 e 25°C. A Tabela 3 apresenta os valores utilizados para o propano, os quais estão de acordo com os resultados experimentais do trabalho de Ghodbane [6]. Tabela 3. Dados operacionais do R290 e do R134a para o estudo da simulação. 0.6 R134a R290 0.4 0.2 0 0 20 40 60 80 100 Distância da entrada do condensador (%) Figura 5. Perda de pressão ao longo do condensador para o R134a e o R290. 6000 A Tabela 3 apresenta dados médios e totais dos principais parâmetros de desempenho do condensador para os dois refrigerantes. Com uma menor taxa de massa do R290 se verifica que se pode obter a mesma potência térmica, com condições de temperaturas de similares, como temperatura de saída do refrigerante e do ar, um desuperaquecimento menor e um subresfriamento maior, o que é interessante para o desempenho do sistema de refrigeração (COP). Além disso, a perda de carga do R290 é menor, e para os dois refrigerantes os valores encontrados estão muito afastados da perda admissível, o que poderia ser melhor aproveitado em favor da transferência de calor. 4000 Tabela 3. Dados comparativos do desempenho do condensador com os refrigerantes R134a e R290. Refrigerante Temperatura entrada Pressão entrada Taxa de massa R290 84,4 °C R134a 90,5°C 2, 151 MPa 0,028 kg/s 1,724 MPa 0,052 kg/s As Figuras 4 e 5 apresentam os resultados comparativos dos dois refrigerantes para a geometria base, em termos de coeficiente de transferência de calor e perda de pressão. 2 h local (W/m K) Complementando esta análise, a Fig.5 apresenta uma comparação da variação da perda de carga ao longo do condensador para os dois refrigerantes. O comportamento é semelhante ao que ocorre com o coeficiente de transferência de calor em cada passe e se pode verificar que o R290 apresenta uma menor perda. Perda de pressão local (kPa) conta as condições similares de geometria, condições operacionais e fluido. 2000 R134a R290 0 0 20 40 60 80 100 Distância da entrada do condensador (%) Figura 4. Variação do coeficiente de transferência de calor ao longo do condensador para o R134a e o R290. Da análise da Fig. 4 se verifica que o comportamento do coeficiente de transferência de calor ao longo do condensador é semelhante para os dois refrigerantes, com as regiões monofásicas, vapor superaquecido e líquido comprimido, bem definidas onde o coeficiente é menor. Observa-se também a descontinuidade do coeficiente a cada mudança de passe, onde o número de tubos varia e, portanto, o fluxo de massa aumenta afetando o coeficiente, como já foi salientado anteriormente. O coeficiente para o R290 é levemente superior. TsRef Tmed cond TsAr ∆Tsuperaq ∆Tsubresf q UA ∆pRef R134a 53,5 61,1 45,8 30,4 7,5 9,4 487,4 8,9 R290 52,7 60,8 45,6 22,3 8,2 9,3 497,9 5,3 Além dos dados apresentados na Tab. 3 vale acrescentar que a perda de carga no lado do ar é bastante baixa, em torno de 75 Pa, a efetividade do condensador é de 38%, a compacidade é de 1365,8 m2/m3 e a massa do condensador é de 1,42 kg. 4.3 Otimização do condensador Otimizar um trocador de calor é buscar a melhor relação entre desempenho térmico e geometria, que satisfaça as necessidades de uma certa aplicação. No caso dos sistemas de ar condicionado automotivos, os condensadores devem ser compactos e leves. Além disso, quando se trata de verificar a viabilidade de uso do R290, que tem problemas de inflamabilidade, há a exigência de uma carga reduzida por questões de segurança, o que já foi mostrado nos resultados anteriores que em termos de desempenho térmico e hidráulico é perfeitamente possível. Neste sentido, foram realizadas algumas simulações com o R290, onde foi verificado o efeito da variação dos parâmetros geométricos em relação ao desempenho, compacidade e peso do condensador. Ao estudar o efeito da variação do comprimento do condensador e do passo das aletas, foram considerados os resultados obtidos com a configuração básica da Tab.1, como o caso de comparação, denominado caso base, onde o comprimento é de 575 mm e o passo das aletas 1,4 mm. No Caso 1 variou-se o comprimento para 505 mm, conservando o valor do passo. No Caso 2 manteve-se o comprimento de 505 mm e variou-se o passo das aletas para 1,2 mm e no Caso 3, com o mesmo comprimento dos casos 1 e 2, variou-se o passo para 1 mm. Os resultados comparativos são apresentados na Tab. 4. Tabela 4. Comparação do efeito da redução do comprimento do condensador e do aumento de densidade de aletas sobre diferentes parâmetros do condensador para o R290. Base Caso 1 Caso 2 Caso 3 52,7 45,6 8,2 9,3 497,9 4,64 1365,8 3,93 0,075 1,42 59,85 49,3 1,19 8,69 445,64 4,53 1365,8 4,2 0,075 1,25 56,08 48,09 3,67 9,07 485,12 4,81 1558,6 3,77 0,114 1,33 51,65 46,2 9,22 9,39 532,70 5,49 1829,1 3,36 0,184 1,45 5 CONCLUSÃO O desenvolvimento de uma ferramenta computacional de simulação permitiu simular o comportamento de um condensador de fluxo paralelo de mini canais e aletas do tipo “multilouver”, característico da aplicação de ar condicionado automotivo. Uma metodologia de análise foi implementada que permitiu acompanhar ao logo do escoamento do refrigerante nas regiões de vapor superaquecido, condensação e líquido comprimido o comportamento dos principais parâmetros relativos à transferência de calor e perda de carga. A transferência de calor e perda de carga do lado do ar e do refrigerante foram modeladas a partir de correlações disponíveis na literatura. Verificou-se que poucas correlações para condensação em tubos de mini canais de dimensões reduzidas são disponíveis, assim como poucos trabalhos experimentais com hidrocarbonetos nestas condições. Foi verificado, tendo o refrigerante R134a como parâmetro de comparação, que o R290 pode operar com a mesma capacidade térmica em condições de carga reduzida e é possível otimizar o projeto do condensador com este refrigerante para obter um trocador mais compacto e leve com desempenho similar. Parâmetros geométricos das aletas e tubos têm uma influência significativa neste sentido, principalmente o passo (ou densidade) das aletas. 6 REFERÊNCIAS TsRef TsAr ∆Tsubresf q UA A β ∆pRef ∆pAR mcond Ao diminuir o comprimento do condensador, o grau de sub resfriamento é baixo, portanto, a temperatura de saída do refrigerante é maior, a potência térmica é menor, assim como o valor de UA e a área de troca. A massa do condensador diminuiu. Quando foi diminuído o passo das aletas, aumentando sua densidade, observou-se um efeito mais significativo. De 1,4 a 1,0 mm de passo aumentou o sub resfriamento e assim, diminui a temperatura de saída do ar e do refrigerante, aumentou o valor de UA e, portanto, a área de troca e recuperou-se a potência térmica, que havia diminuído para o Caso 1. A compacidade aumentou e a massa teve um leve aumento em função da maior área de aletas. A perda de carga do refrigerante manteve-se no valor do caso Base com algum aumento na perda de carga do lado do ar, mas que mesmo assim não supera a perda admissível. Outros efeitos foram também observados, como por exemplo: ao variar a largura do tubo, de 16 para 18 mm, e, por tanto, de 7 para 8 canais. Consegue-se um aumento significativo no valor de UA, pois aumentam os coeficientes de transferência de calor do lado do ar e do refrigerante, aumentando a potência térmica. O fator de compacidade do condensador é maior, mas aumentos nas perdas de pressão também são verificados. Ao variar o número de tubos por passe se pode variar o grau de sub resfriamento, mas o número ideal de tubos por passe é aquele que garante perdas de carga iguais nos passes. [1] G.D. Mathur, Performance of serpentine heat exchangers, Society of Automotive Engineers, SAE Paper no. 980057, 1998. [2] I.L. Maclaine-Cross, Usage and risk of hydrocarbon refrigerants in motor cars for Australia and the United States. Int. J. of Refrigeration, vol. 27, n.4, pp.339-345, 2004. [3] G.D. Mathur, Simulating performance of a parallel flow condenser using hydrocarbons as the working fluids, Society of Automotive Engineers, SAE Paper no. 200101-1744, 2001. [4] V. Subramaniam, Design of air-cooled microchannel condenser for mal-distributed air flow condition, Dissertação (Mestrado), Georgia Institute of Technology, Estados Unidos, 2004. [5] R.K. Shah, D.P. 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Aaletas Atubo Car CRef f Fd Fl Fp har hRef Quantidade Área total de troca térmica Área de troca do lado das aletas Área de troca do lado dos tubos Capacidade calorífica do ar Capacidade calorífica do refrigerante Fator de atrito Profundidade da aleta Comprimento da aleta Passo da aleta Coeficiente de transferência de calor do lado do ar Coeficiente de transferência de calor Lh Ll Lp m& mcond NTU pt q ∆par ∆pRef ReLp TeAr NOMENCLATURA Símbolo A H ie ilv is j L Unidade SI m2 TeRef TsAr m2 TsRef m2 Tmedcond W/°C tho two ∆Tsuperaq ∆Tsubresf U W/°C m m m W/m2°C 2 W/m °C x ε θ β δ do lado do refrigerante Altura do condensador Entalpia de entrada Entalpia de vaporização Entalpia de saída Fator de Colburn Comprimento do condensador Altura da “louver” Comprimento da “louver” Profundidade da “louver” Taxa de massa Massa do condensador Número de unidades de transferência Passo do tubo Taxa de transferência de calor Perda de pressão Número de Reynolds Temperatura de entrada do ar Temperatura de entrada do refrigerante Temperatura de saída do ar Temperatura de saída do refrigerante Temperatura media de condensação Altura externa do tubo Largura externa no tubo Grau superaquecimento Grau sub resfriamento Coeficiente global de transferência de calor Título do refrigerante efetividade Ângulo de abertura das “louvers” Compacidade Espessura das aletas m kJ/kg kJ/kg kJ/kg m m m m kg/s kg m kW kPa °C °C °C °C °C m m °C °C W/m2°C % % ° m2/m3 m DESIGN AND OPTIMIZATION OF A COMPACT AIR-R 290 PARALLEL FLOW CONDENSER Jacqueline B. Copetti*, Mario H. Macagnan°, Márcia Zanatta Universidade do Vale do Rio dos Sinos – Unisinos Ciências Exatas e Tecnológicas – Engenharia Mecânica Av. Unisinos, 950 – 93022-000 São Leopoldo, RS Email: * [email protected] , °[email protected] ABSTRACT Compact parallel flow heat exchangers with mini channels are largely used as condensers in mobile air conditioning due its compactness, low weight, performance and reliability. These characteristics, together with a lower pressure loss in both refrigerant and air side make its use interesting to others applications, like in commercial refrigeration systems. There are few works in the open literature about sizing, design and optimization of these heat exchangers, mainly using hydrocarbons as refrigerant. In this way, the objective of the present work is to present some results of the performance and optimization analyses of these heat exchangers using propane (R290). A computer program was developed. The heat exchanger was divided in elements and, for each one, was applied the ε-NTU method. The thermodynamics and transport refrigerants properties were obtained from Refprop, through a computational interface. Results of condenser heat capacity, refrigerant and air side heat transfer coefficients and pressure drops agree very well with literature data. When compared with R134a (base case), the performance of R290 is superior. The condenser with R290 presents a lower pressure drop and lower heat exchange volume for the same cooling capacity. The simulation also makes possible the thermal exchange optimization, through the variation of the geometric parameters. Some results are presented.