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.
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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.