Os sistemas térmicos operam na maior parte do tempo fora de suas condições
nominais de projeto. Nos sistemas de refrigeração industrial, a operação com
carga térmica parcial ocorre em função de diversos fatores e o consumo de
energia apresenta grande variação em função do ciclo de operação.
Neste trabalho é proposta a otimização energética dos sistemas frigoríficos
por compressão a vapor através da operação co m regime variável para o ciclo
frigorífico, especificamente através da operação com ‘set-point’ de temperatura
de evaporação variável.
É discutida ainda a determinação da carga térmica e as características dos diversos sistemas de congelamento a crescente importância dos alimentos refrigerados no mundo e cita como tendências futuras o desenvolvimento de aditivos e a reformulação dos alimentos para controlar os processo de congelamento e o aprimoramento dos processos e equipamentos atuais através de grupos de projeto interdisciplinares.
A grande maioria dos trabalhos sobre simulação de sistemas de refrigeração trata de sistemas por compressão a vapor compostos de compressores alternativos, condensador, válvula de expansão e evaporadores que operam com expansão seca.
Isso se deve provavelmente à larga aplicação desses dispositivos na refrigeração comercial e residencial.
Os sistemas de refrigeração industriais apresentam configurações diferentes dessas, incluindo compressão em duplo estágio, reservatórios a baixa pressão e evaporadores com circulação de líquido.
Para os sistemas com expansão seca a introdução de sistemas de controle com válvulas controladas e conversores de frequência parece ser a solução predominante a fim de se obter a melhoria de eficiência desejada.
Nas instalações industrias, entretanto, isso nem sempre é possível ou desejável, dadas as diferenças entre as configurações dos sistemas.
A potencialidade de redução do consumo de energia, no entanto, existe da mesma maneira,
Nesse sentido, a variação dos ‘set-points’ de operação das instalações industriais como resposta às variações da carga térmica pode oferecer vantagens devidas à operação em condições mais favoráveis.
Paralelamente, têm sido feitos esforços crescentes no sentido de melhorar a eficiência dos equipamentos do ciclo frigorífico como trocadores de calor, compressores e válvulas de expansão, o que contribui para uma maior flexibilidade de operação das instalações industriais.
No ciclo de compressão a vapor, o trabalho fornecido ao compressor é utilizado para elevar a pressão e a temperatura do vapor de fluído refrigerante que chega ao compressor.
Esse vapor a alta pressão e temperatura vai para o condensador onde rejeita calor para o meio, condensando o fluído refrigerante.
O líquido condensado segue em direção a um dispositivo de expansão onde o fluído passa do estado líquido a alta pressão para uma mistura líquido-vapor a baixa pressão e temperatura.
O fluído refrigerante então retira calor do ambiente ou sistema a ser refrigerado, utilizando esse calor para se vaporizar, seguindo em direção ao compressor, onde completa o ciclo.
Um sistema frigorífico visa fornecer as temperaturas necessárias ao processamento e estocagem dos produtos.
A determinação das temperaturas e pressões ideais de operação do ciclo é feita pelo conhecimento das características do produto e do processo e também do ciclo frigo rífico e seus componentes.
Por ser formado somente por processos reversíveis, o ciclo de Carnot é o que apresenta máximo coeficiente de eficiência.
Ciclo de Compressão a Vapor
A obtenção de um COP elevado está relacionada à redução do trabalho necessário para um dado efeito de refrigeração.
A redução da temperatura de condensação ou a elevação da temperatura de evaporação implicam num aumento do COP.
Pode-se dizer ainda que o COP do ciclo está relacionado às diferenças de temperatura entre o ambiente refrigerado e o evaporado e entre o condensador e a atmosfera.
Para um ciclo de compressão a vapor básico, temos : h - h COP = 1 4 h - h 2 1 onde os índices referem-se aos estado h - entalpia (kJ/kg).
Existem fatores de ordem técnica e econômica que impedem a reprodução prática do ciclo ideal de refrigeração.
Podemos citar a inviabilidade da utilização de turbinas para expansão do fluído refrigerante e o fato de que a compressão da mistura líquido-vapor pode causar danos aos compressores.
Ciclo Padrão de Compressão a Vapor.
A modificação do ciclo de Carnot, compressão isoentrópica até a pressão de condensação, resfriamento e condensação do vapor até líquido saturado a pressão constante expansão isoentálpica até a pressão de evaporação e evaporação a pressão constante até o estado de vapor saturado.
Por questões como perda de pressão na linha, operação do compressor livre de líquido, tipo de operação dos evaporadores e outras, é comum nas instalações que o refrigerante no início da compressão esteja no estado superaquecido.
Por outro lado, é comum também a operação com o refrigerante no estado de líquido subresfriado na saída dos condensadores, o que fornece um aumento do efeito frigorífico
A compressão em múltiplos estágios é utilizada a fim de minimizar os problemas decorrentes da elevada diferença entre as temperaturas de evaporação e condensação normalmente encontrada na refrigeração e reduzir a potência de compressão necessária.
No ciclo padrão de compressão, temos ao final da expansão a presença simultânea de líquido e vapor.
Processo no dispositivo de expansão
Se imaginarmos que o processo de expansão seja interrompido a uma pressão intermediária no estado correspondente a uma mistura em equilíbrio de vapor saturado de líquido saturado o processo de expansão pode ser considerado uma combinação dos processos
O vapor gerado não tem efeito frigorífico e ainda é necessário comprimi-lo até a pressão de condensação.
A fim de reduzir o trabalho de compressão, pode ser feita a eliminação desse vapor no chamado 'tanque de flash'
No tanque de 'flash' o líquido proveniente do condensador é expandido até uma pressão intermediária.
O vapor gerado nesse processo é comprimido até a pressão de condensação.
O líquido, por sua vez, é dirigido para um dispositivo de expansão onde sua pressão será reduzida até aquela de evaporação.
Duplo Estágio de Compressão
Ciclo frigorífico com remoção de gás ‘flash’.
Diagrama p-h do sistema.
Outro processo ger almente utilizado é o resfriamento do refrigerante até uma pressão intermediária a fim de reduzir o superaquecimento do mesmo na saída do estágio de baixa pressão.
Isso normalmente é feito borbulhando-se o vapor de descarga do compressor do estágio de baixa pressão no líquido saturado à pressão intermediária
O resfriamento intermediário não implica necessariamente numa redução da potência de compressão, podendo até aumentá-la.
Entretanto, permite temperaturas do refrigerante muito menores na descarga do compressor.
A operação em elevadas temperaturas de descarga com compressores do tipo alternativo pode comprometer a lubrificação do compressor e a vida útil das válvulas de descarga.
O tempo de congelamento é o tempo necessário para a completa mudança de temperatura, da temperatura inicial do produto até –18ºC.
As temperaturas de entrada dos produtos nos congeladores variam tipicamente entre 80 a –3ºC e as de saída entre 0 a –40ºC.
A curva de resfriamento e congelamento do produto depende do coeficiente de condutibilidade térmica, forma, tamanho e embalagem do produto e da temperatura do ar.
Para a determinação dessa curva normalmente são realizados diversos testes em laboratório e na indústria.
Existe uma importante relação entre a capacidade do sistema de congelamento e o tempo de congelamento do produto.
Cada produto tem um tempo de congelamento associado que depende da composição e dimensão do mesmo e da eficiência do sistema de congelamento.
O ponto inicial na escolha do processo de congelamento é a previsão do tempo de congelamento, o qual influencia diretamente o custo total do sistema projetado.
Desde que as propriedades termofísicas do produto estejam definidas, o tempo de congelamento depender á principalmente das dimensões do produto, do meio de resfriamento, da temperatura do meio de resfriamento e do coeficiente efetivo de transferência de calor.
A dificuldade do cálculo está geralmente associada à determinação das propriedades termofísicas do produto e do coeficiente convectivo de tranferência de calor, incluindo a embalagem.
A forma e tamanho do produto influenciam significativamente o tempo de congelamento do produto. Uma vez que o calor deve deixar o produto por sua superfície, a relação entre a superfície e o peso (superfície específica) é de grande importância.
O tempo de congelamento é inversamente proporcional à essa relação para pequenas partículas com pequeno gradiente de temperatura interno.
Entretanto, para um produto embalado, o gradiente de temperatura é crítico e o tempo de congelamento é aproximadamente proporcional à espessura da embalagem.
Carga Térmica do Produto
Na indústria é comum a realização de vários testes de congelamento com esses produtos a fim de se determinar a curva de congelamento ideal, levando-se em conta as diversas opções de tamanho, composição, embalagem, etc. são discutidos vários métodos de estimativa do tempo de congelamento de produtos.
Recentemente, com o uso de sistemas de computação, têm sido desenvolvidas soluções mais exatas para o problema da transferência de calor.
Para a simulação do sistema foi considerada a operação do túnel de congelamento partindo-se de uma condição inicial com o túnel vazio e com carregamento nominal de 4.500 kg/h do produto.
É feito o carregamento do túnel até sua capacidade máxima, permanecendo então em regime de operação constante igual ao nominal e, finalmente, é feito o descarregamento do túnel.
Partindo-se do início de operação com o túnel vazio, inicialmente tem-se no túnel apenas produtos na fase de remoção de calor sensível até a fase de início de congelamento.
Após determinado tempo característico do produto e do processo (curva de congelamento), passa-se a ter também produtos na fase de remoção de calor latente.
Finalmente, após outro período, temos também produtos na fase de remoção de calor sensível após o congelamento.
Dessa forma, a simulação dos sistemas térmicos pode fornecer recursos para a adaptação ou otimização de instalações existentes frente às constantes modificações, para uma abordagem complementar no desenvolvimento de novos projetos e para ajustar ou projetar sistemas de controle.
A simulação de sistemas térmicos presume o conhecimento do desempenho característico de todos os componentes do sistema e das propriedades termodinâmicas das substâncias de trabalho.
Como simulação do sistema entende-se aqui o cálculo das variáveis operacionais que constituem o modelo do sistema através da solução simultânea do conjunto de equações formado pelas equações de desempenho dos equipamentos, das propriedades termodinâmicas das substâncias e dos balanços de massa e energia.
A simulação dos sistemas térmicos é interessante principalmente para as condições de operação diferentes das de projeto como, por exemplo, as condições de carga parcial pois os sistemas térmicos operam a maior parte do tempo fora das condições de projeto.
A simulação pode ainda ser aplicada na resolução de problemas operacionais e na análise das alternativas de melhorias possíveis. a simulação de sistemas térmicos tem tido crescente aplicação na determinação do comportamento em operações com cargas parciais, na identificação de potenciais problemas e na determinação dos requisitos anuais de energia do sistema.
Através da simulação do modelo da planta, serão estudadas alternativas ao controle dos sistemas industriais de compressão a vapor atuais com a finalidade de melhorar o coeficiente de eficiência da planta, frente às operações em carga parcial.
A operação em carga parcial do sistema em questão, como já foi falado, pode acontecer em função de diversos fatores relacionados ao produto e à velocidade de produção.
Os arquivos CP.M e POTENCIA.M (apêndice A) são rotinas em MATLAB para os dados dos compressores e para a determinação da potência no eixo, respectivamente Implementação em SIMULINK do modelo do Reservatório de Líquido.
Modelo do Sistema Frigorífico
A rotina CURVAQ.M calcula a carga térmica para um ciclo de carregamento, regime e descarregamento do túnel de congelamento.
As rotinas POTENCIA.M e CURVAQ.M são escritas como funções do MATLAB para que possam ser utilizadas durante a simulação.
O modelo da planta deve incluir ainda o controle de pressão (ou temperatura) de sucção do compressor a fim de realizar o chamado ‘controle de capacidade’ onde a vazão de refrigerante é a variável manipulada e a pressão de sucção é a variável controlada.
O controlador é do tipo PI.
Foi inserido também um sistema de primeira ordem com constante de tempo T igual a 3 segundos para representar a dinâmica do compressor.
Por um cuidado extra, a saída desse sistema foi limitada à máxima vazão permitida pelo compressor em função da pressão de sucção de operação um aumento na temperatura de evaporação produz o aumento da capacidade frigorífica do compressor e da potência consumida, sendo porém o aumento de capacidade superior ao de potência (aumento do COP).
Se aumentarmos a temperatura de evaporação de operação mantendo, porém, a mesma necessidade de ‘frio’ ou carga térmica, o controle de capacidade do compressor irá reduzir a capacidade (%) do mesmo a fim de controlar a nova temperatura de evaporação.
Teremos, então, o compressor trabalhando com menor capacidade e, conforme o com menor rendimento se comparado ao funcionamento com capacidade total (com mesma temperatura de evaporação).
O rendimento do compressor será tanto pior quando menor a capacidade de trabalho.
De maneira geral, para a operação com capacidades abaixo de 60% o consumo de energia elétrica apresenta variação muito pequena.
Assim, a redução da temperatura de evaporação implicará num menor consumo de energia elétrica enquanto a redução no rendimento devido à redução na capacidade de trabalho do compressor seja suficientemente pequena.
Para compressores com melhor relação de rendimento em função da capacidade, a redução da temperatura de evaporação trará maiores benefícios.
Numa instalação com dois ou mais compressores operando no mesmo regime, a redução de capacidade pode atingir valores em que possa ser desligado um ou mais
Modelo do Sistema Frigorífico compressores.
Esse caso é extremamente vantajoso, pois propicia uma grande redução na potência absorvida.
A diminuição da temperatura de condensação também produz efeito semelhante ao aumento da temperatura de evaporação, porém em proporções menores.
Deve-se levar em conta também que os condensadores apresentam significativa perda de eficiência ao longo do tempo e que deve ser considerada a potência absorvida pelos ventiladores e bombas d’água. Iremos analisar a condição de variação da temperatura de evaporação com temperatura de condensação fixa.
Podemos imaginar, entretanto, um sistema onde a pressão de condensação varie livremente conforme as condições ambientais e de operação, respeitando sempre a mínima pressão permitida.
Foi considerado o compressor MYCOM 200LH e a rotina CP.M que ajusta a função do mesmo.
Nos dois casos, a potência consumida é determinada pela rotina POTENCIA.M e a carga térmica pela rotina CURVAQ.M.
O início e final do carregamento do túnel onde o compressor opera abaixo de 50% de sua capacidade não serão considerados nas simulações.
Entende-se que nesses curtos períodos, o sistema opere da mesma maneira sempre.
Para a car ga térmica nominal de projeto (460 kW) e um ciclo de operação do túnel incluindo carregamento (4 horas), operação em regime (8 horas) e descarregamento (4 horas), o sistema com ‘set-point’ de temperatura de evaporação variável em função da temperatura ambiente do túnel apresenta consumo total de energia 2,77% inferior ao sistema com ‘set-point’ fixo. com a curva de carga térmica, ‘set-point’ de temperatura de sucção, temperatura ambiente do túnel, vazão de refrigerante, potência no eixo e consumo de energia elétrica para carga térmica nominal.
É interessante observar no potência consumida os instantes onde temos um ou dois compressores operando.
Para operação com 80% da carga térmica total nominal, o sistema com ‘set- point’ variável em fun ção da temperatura ambiente do túnel apresenta consumo total de energia para o ciclo completo de carregamento, operação em regime e descarregamento 6,08% inferior ao sistema com ‘set-point’ fixo. A ‘set-point’ de temperatura de sucção, temperatura ambiente do túnel, potência no eixo, consumo de energia elétrica e vazão de refrigerante para 80% da carga térmica nominal
Redução no consumo para operação com ‘set-point’ variável em função da temperatura ambiente com relação à operação com ‘set-point’ fixo de –40ºC (compressor MYCOM 200LH).
Foi considerado o caso de um ciclo de carregamento, regime e descarregamento do túnel de congelamento para 100% e 80% da carga térmica a fim de analisamos a operação em cargas térmicas parciais.
É importante lembrarmos que a operação em carga térmica parcial ocorre de diversas maneiras e por motivos também diversos ao longo da operação da planta e, dessa forma, o ciclo simulado serve apenas como referência para a análise do sistema.
O real consumo de energia irá variar conforme as características de operação e dimensionamento de cada planta.
Observa-se que para uma carga térmica de produto aproximadamente na faixa de 50% (183 kW) a 59 % (213 kW) da nominal, ou seja, para uma carga térmica total na faixa de 61% a 67%, o sistema com ‘set-point’ variável de pressão de sucção em função da temperatura ambiente opera com apenas um compressor, ao passo que o sistema com ‘set-point’ fixo opera co m dois.
Neste caso a diferença de consumo de energia é de cerca de 30%.
Se considerarmos que as instalações industriais normalmente possuem vários túneis de congelamento operando com temperatu ras de ev aporação iguais e com vários compressores no mesmo regime, conclui-se que o desligamento de compressores poderia ser feito para valores de carga térmica pouco abaixo da no minal, o que possibilitaria reduções no consumo de energia maiores do que no caso simulado.
Isso se aplica às instalações existentes e, principalmente, às novas instalações onde o projeto do sistema frigorífico e a seleção de seus componentes poderiam ser conduzidos de forma a obter-se resultados ainda melhores.
As mesmas simulações foram realizadas para o modelo de compressor MYCOM 200 LH com resfriamen to por termo-sifão que apresenta melhor rendimento em capacidades parciais na faixa de 100% a 60%.
Foram considerados os mesmos pontos de operação do diagrama pressão- entalpia e a rotina CP2.M (apêndice A) faz o ajuste da função da potência do compressor.
O máximo erro absoluto encontrado é de 4,61 ou 2,27%.
Para esse caso e simulação nas mesmas condições anteriores, temos uma redução no consumo de ener gia de 4,09% para carga térmica total nominal e de 7,18 % para 80% da mesma.
Portanto, para compressores com maior eficiência em regime de cargas parciais os resultados são superiores.
Carga Térmica Redução no Consumo para um ciclo de Total carregamento, regime e descarregamento 100% 4,09% 80% 7,18%
Redução no consumo para operação com ‘set-point’ variável em função da temperatura ambiente com relação à operação com ‘set-point’ fixo de –40ºC (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão).com a curva de carga térmica, ‘set- point’ de temperatura de sucção, temperatura ambiente do túnel, potência no eixo, consumo de energia elétrica e vazão de refrigerante para 100% e 80% da carga térmica nominal, respectivamente.
O erro máximo absoluto encontrado para a função da potência do compressor se deve ao fato de que o coeficiente de eficiência apresenta uma queda acentuada para valores abaixo de 60%.
Assim, a operação po deria ser limitada à faixa de melhor rendimento (100% a 60 %) como ocorre em alguns controladores atuais de controle de capacidade.
Na faixa de 100 a 60%, o erro máximo absoluto é de 1,41 ou 0,75%.
Carga Térmica (kW) x tempo (h)
Temp. Ambiente Túnel (º C) x tempo (h) 600 -25 400 -30 200 -35 0 -40 0 SP Temp. Evaporação (º C) x tempo (h) Vazã o Sucção Total (m³ /s) x tempo (h) -30 -35 0.5 -40 -45
Potência Total (kW) x tempo (h) Consumo (kWh) x tempo (h) 400 5000 4000 300 3000 200 2000 carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para carga térmica nominal (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão)sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação.
Carga Térmica (kW) x tempo (h)
Temp. Ambiente Túnel (º C) térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para 80% da carga térmica nominal (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão)sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação. verifica-se que as variáveis controladas em cada caso, isto é, a temperatura ambiente e a temperatura de evaporação apresentam desempenho satisfatório. as instalações de refrigeração industrial apresentam tipicamente uma distribuição de carga térmica no tempo.
Curva de distribuição de carga típica para uma instalação de refrigeração industrial (ABB REFRIGERATION, 1998).
Dessa forma, e consider ando a simulação para o compressor MYCOM 200LH com termo-sifão para as capacidades, temos uma redução do consumo de energia de 7,84% para o sistema com ‘set-point’ variável de temperatura de evaporação quando comparado ao sistema com ‘set-point’ fixo.
Por fim, é importante considerar que os controladores eletrônicos de pressão de sucção atualmente utilizados dispõem dos recursos necessários para a operação suave do compressor, controlando a velocidade de resposta, os limites para partida e parada, os tempos mínimos de partida e parada, alarmes, proteções e outros.
Como vimos, a redução da temperatura de evaporação implica num aumento do coeficiente de eficiência do compressor.
Para uma mesma temperatur a de evaporação, o rendimento do compressor é tanto pior quanto menor a capacidade (%) de operação.
Dessa forma, eventualmente o ponto de menor temperatur a de evaporação poderá não corresponder ao de menor potência absorvida.
Será estudada aqui a otimização do sistema correspondente à determinação da temperatura de evaporação que produza a menor potência absorvida no eixo do compressor para determinada capacidade de refrigeração.
Da mesma forma como foi feito anteriormente, o controle será baseado no controle de capacidade (vazão do refrigerante).
A máxima temperatura de evaporação em função da temperatura ambiente conforme definida no item será tratada como uma restrição.
Serão também definidas como restrições a vazão de refrigerante nos compressores, as vazões máximas e mínimas de refrigerante nos compressores em função da temperatura de evaporação e a mínima temperatura de evaporação permitida.
A temperatura de evaporação deve ser menor ou igual à máxima temperatura de evaporação em função da temperatura ambiente.
A vazão de refrigerante nos compressores é determinada pelo controle de capacidade.
A vazão de refrigerante no compressor é limitada pelas vazões máximas e mínimas em função da temperatura de evaporação.
As vazões máximas e mínimas serão determinadas através de funções ajustadas a partir dos dados de catálogo do fabricante para cada temperatura de evaporação.
O ajuste dessas funções é feito através da função POLYFIT do MATLAB, que calcula os coeficientes de um polinômio p(x) de ordem n que ajusta os dados p(x(i)) para y(i) dados utilizando o método dos mínimos quadrados.
Foram utilizados polinômios de terceira ordem, conforme:
m & (5.1) v = p + p Te + p Te + p Te 2 3 mi n 0 1 2 3 5.3
Ajuste de 'Set-Point'
m v = q + q Te + q Te + q Te 2 3 max 0 1 2 3 & m v & - vazão onde - vazão mínima de refrigerante no compressor (kg/s), mv min max máxima de refrigerante no compressor (kg/s), Te – temperatura de evaporação (ºC), p e q são os parâmetros ajustados.
As vazões máximas e mínimas de refrigerante no compressor são definidas na rotina CP.M para o compressor MYCOM 200LH.
A mínima temperatura de evaporação permitida será a de projeto, isto é, -40ºC.
A potência absorvida pelo compressor é minimizada através da fun ção CONSTR do MATLAB.
A função CONSTR determina o mínimo de uma função escalar de várias variáveis, sujeita a restrições e a partir de uma estimativa inicial.
A minimização é feita utilizando-se a rotina PMIN.M desenvolvida em MATLAB.
A função PMIN tem como entradas a vazão de refrigerante no compressor e a máxima temperatur a de evaporação em função da temperatura ambiente e tem como saídas a potência total absorvida, as vazões de refrigerante para os compressores e a temperatura de evaporação que minimiza a potência absorvida.
As rotinas FCP1.M e FCP2.M contêm a função a ser minimizada e suas restrições para o caso em que somente um compressor opere e para o caso em que dois compressores operem, respectivamente.
Deve ser observado que a rotina de minimização utilizada pode encontrar mínimos locais, foram utilizadas diferentes condições iniciais a fim de verificar o comportamento da rotina e determinar as condições iniciais mais favoráveis.
Durante as simulações, verificou-se que existem condições iniciais que tendem a produzir mínimos locais. a implementação em SIMULINK do sistema onde o ‘set- point’ de temperatura de evaporação do compressor é obtido através da minimização da função da potência absorvida no eixo do compressor (função PMIN.M).
Como nos casos anteriores, a carga térmica é determinada pela rotina CURVAQ.M.
Foram feitas simulações considerando-se a carga térmica nominal e a operação com 75% da carga térmica do produto, isto é, 80% da carga térmica total nominal.
Foi considerado o compressor MYCOM 200LH e a rotina CP.M que ajusta a função do mesmo.
Uma vez que a rotina PMIN.M é chamada a cada passo de simulação e a própria execução da rotina de minimização apresenta tempo de execução bastante longo, a simulação do sistema é lenta, levando praticamente o triplo do que seria o tempo real de operação (trabalhando-se com um computador com velocidade relativa 8 no teste de ‘benchmark’ do MATLAB , função BENCH.M.
O uso das derivadas parciais permite a solução do problema de maneira mais eficiente foi testado com o intuito de diminuir o tempo de simulação , entretanto, sem apresentar melhora significativa.
A rotina DPFCP.M.
Ajuste de 'Set-Point' contém as derivadas parciais da função a ser minimizada e suas restrições.
A rotina DPFMIN realiza a minimização utilizando as derivadas parciais.
Dessa forma, optou-se pela redução do tempo de simulação através do uso de uma escala de tempo de 1/10 da escala real e da simulação apenas do ciclo de carregamento e metade do ciclo de regime do túnel de congelamento, uma vez que o ciclo completo é relativamente simétrico.
A fim de que a variação no ‘set-point’ da pressão de evaporação seja feita de forma suave foi inserido um sistema de primeira ordem com constante de tempo T igual a 5 segundos. mostram os gráficos com a curva de carga térmica, ‘set-point’ de temperatura de evaporação, temperatura ambiente do túnel, potência no eixo, consumo de energia elétrica e vazão de refrigerante para carga térmica nominal e a 80%.
O sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor apresenta consumo total de energia para o ciclo simulado 3,40% inferior ao sistema com ‘set-point’ fixo para carga térmica total nominal e de 8,37% para 80% da mesma.
Carga Térmica Redução no Consumo SP Redução no Consumo SP Total variável pela máxima variável pela rotina de temperatura de evaporação otimização 100% 2,26% 3,40% 80% 5,69% 8,37%
Redução no consumo para operação com ‘set-point’ variável conforme máxima temperatura de evaporação e rotina de otimização com relação à operação com ‘set-point’ fixo de –40ºC para ciclo parcial de operação (compressor MYCOM 200LH).
Observa-se que a rotina de otimização nem sempre produz como resultado a máxima temperatura de evaporação possível (em função d a temperatura ambiente do túnel).
Existe uma tendência à operação somente com um compressor enquanto a vazão de refrigerante necessária esteja dentro da faixa do mesmo.
Ajuste de 'Set-Point' 90 Carga Té rmica (kW) x tempo (h)
Temperatura Ambiente (º C) x tempo (h) 600 -25 400 -30 200 -350 -400
SP de Temperatura de Evaporação (º C) x tempo (h) Vazã o Sucç ã o Total (kg/s) x tempo (h) -20 0.8 -25 0.6 -30 0.4 -35 0.2 -40 -45
Potê ncia Total (kW) x tempo (h) Consumo (kWh) x tempo (h) 400 3000 300 2000 200 1000 10000
Carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para carga térmica nominal para sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor (compressor MYCOM 200LH); sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação; sistema com controle com rotina de otimização.
Ajuste de 'Set-Point'
Carga Térmica (kW ) x tempo (h)
Temperatura Ambiente (º C) x tempo (h) 400 -25 300 -30 200 -35 100 0 -40
SP de Temperatura de Evaporaç ã o (º C) x tempo (h)
Vazão Sucção Total (kg/s) x tempo (h) -20 -25 0.5 -30 -35 -40 -45
Potência Total (kW) x tempo (h) Consumo (kWh) x tempo (h) 400 2000
Gráficos de carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para 80% da carga térmica nominal para sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor (compressor MYCOM 200LH); sistema com controle de capacidade atual;sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação; sistema com controle com rotina de otimização.
Dessa forma, ao contrário do observado para a operação com ‘set-point’ igual à máxima temperatura de evaporação, temos a variação da temper atura ambiente para valores abaixo do ‘set-point’ de –30ºC.
Essa variação, entretanto, é menor do que as observadas nos sistemas com ‘set-point’ fixo.
Devido ao período em que o sistema opera com ‘set-point’ inferior ao máximo possível, o controlador PI provocou a operação pouco acima da temperatura de –30ºC durante um pequeno intervalo.
Caso necessário, pode-se modificar essa malha de controle para atender às especificações desejadas. Para o ciclo parcial de operação a redução de consumo para o sistema com ‘set- point’ de máxima temperatura de evaporação é pouco menor do que para o ciclo completo.
É interessante observar que para a operação com dois compressores a rotina de minimização fornece como resultado a operação dos compressores com capacidades iguais.
Alguns controladores eletrônicos de capacidade disponíveis no mercado operam dessa forma, mantendo os compressores funcionando em paralelo e com a mesma capacidade.
Quando há diminuição da carga térmica os compressores têm sua capacidade reduzida até que se atinja o ponto onde um compressor possa ser desligado.
Os compressores restantes passam a operar em um novo valor de capacidade adequado à carga térmica.
Para o caso de aumento da carga térmica, segue-se o mesmo princípio.
Da mesma forma que no caso anterior, foram realizadas simulações para o modelo de compressor MYCOM 200LH com resfriamento por termo-sifão.
Foram considerados os mesmos pontos de operação do diagrama pressão-entalpia, a rotina CP2.M e as rotinas FCP21.M e FCP22.M para minimização.
Para esse caso, temos uma redução de 5,54% para carga térmica total nominal e de 9,19% para 80% da mesma .
Utilizando a distribuição de carga térmica segundo e considerando a simulação para o compressor MYCOM 200LH com termo-sifão, temos uma redução do consumo de energia de 10,1% para o sistema com ‘set-p oint’ variável de temperatura de evaporação quando comparado ao sistema com ‘set-point’ fixo.
Carga Térmica Redução no Consumo SP Redução no Consumo SP Total variável pela máxima variável pela rotina de temperatura de evaporação otimização 100% 3,41% 5,54% 80% 6,64% 9,19%
Redução no consumo para operação com ‘set-point’ variável conforme máxima temperatura de evaporação e rotina de otimização com relação à operação com ‘set-point’ fixo de –40ºC para ciclo parcial de operação (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão).
Na formulação do problema de controle ótimo deve-se escrever as equações matemáticas que rep resentam o sistema, definir as restrições a serem obedecid as e escolher o critério de desempenho. Neste caso, as equações de desempenho do compressor foram baseadas em dados de catálogo do fabricante.
Esses dados são obtidos em laboratório para os equipamentos operando em condições específicas (SABROE, 1989) que nem sempre irão corresponder às instalações reais.
A despeito da maior ou menor precisão desses d ados, podemos dizer que eles representam o comportamento qualitativo do compressor e, assim sendo, a otimização da temperatura de evaporação e a operação com máxima temperatura de evaporação possível mostraram produzir redução no consumo de energia.
Assim, seria interessante considerar a possibilidade de utilizar-se técnicas de identificação de sistemas a fim de inferirmos a operação e o desempenho do compressor na instalação.
Quanto à questão do tempo de processamento da rotina de otimização podem ser analisadas possibilidades como a compilação dos algoritmos e o pro cessamento ‘off- line’.
Evidentemente, a rotina utilizada teve como função a investigação da alternativa de controle, sendo necessário o desenvolvimento específico caso se deseje implementar um controlador.
Gráficos de carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para carga térmica nominal para sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão); sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação; sistema com controle com rotina de otimização.
Gráficos de carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para 80% da carga térmica nominal para sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão); sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação; sistema com controle com rotina de otimização.
Por outro lado, o sistema de controle operando com ‘set-point’ de máxima temperatura de evaporação apresenta boas perspectivas de redução de consumo e facilidade de implementação o que o torna bastante atraente.
Em muitas instalações industriais, existem os sistemas de controle e a instrumentação necessários, o que reduz o investimento necessário ao projeto do sistema de controle e a sua implementação em campo (engenharia, instalação e testes).
O presente trabalho elaborou um modelo para simulação dinâmica de um sistema de refrigeração industrial por compressão a vapor com refrigerante amônia (R- 717) para o congelamento de alimentos, composto basicamente de túnel de congelamento por circulação forçada de ar, evaporador com recirculação de líquido, reservatório de líquido a baixa pressão, compressores parafuso e condensador evaporativo atmosférico.
A motivação da pesquisa foi a otimização energética dos sistemas frigoríficos por compressão a vapor através da operação com regime variável para o ciclo frigorífico, uma vez que esses sistemas operam na maior parte do tempo fora das condições nominais de projeto e seu consumo de energia apresenta grande variação em função do regime de trabalho.
Em especial, o estudo propôs-se a investigar a operação com ‘set-point’ de temperatura de evaporação (ou sucção) variável em função da variação da carga térmica das instalações. Pretendeu-se ainda desenvolver um modelo para simulação que auxilie na adaptação da operação em face de novos parâmetros e custos, no projeto e na otimização de sistemas frigoríficos por compressão a vapor.
Foram desenvolvidas rotinas específicas para a simulação de cada componente do ciclo, para o controle de capacidade dos compressores e para dois sistemas de ‘set- point’ variável: através da máxima temperatura de evaporação e através da otimização da função de consumo de energia do compressor.
O modelo para a potência no eixo do compressor foi desenvolvido através do ajuste de uma função a dados de catálogo.
Foram utilizados dois modelos de compressores parafuso com variação diferenciada de rendimento em função da temperatura de evaporação.
Apesar de tratarmos especificamente de compressores parafuso operando em sistema com aspiração a pressão intermediária (‘economizer’), o comportamento da potência absorvida é o mesmo para outros casos como sistemas em simples ou duplo estágio e também para o caso de compressores alternativos.
Os modelos para o evaporador e túnel de congelamento foram desenvolvidos a partir do balanço de massa e energia e de relações constitutivas.
Da mesma forma, foi obtido o modelo para o separador de líquido.
Foram encontradas poucas referências na literatura sobre a simulação dinâmica de sistemas de refrigeração industrial ou que utilizem reservatórios de líquido a baixa pressão e recirculação de líquido no evaporador.
Esse tipo de sistema, entretanto, é um dos mais comuns na refrigeração industrial.
A literatura concentra-se em sistemas com expansão seca e refrigerantes halogenados, que são lar gamente aplicados na refrigeração comercial e residencial.
Isso talvez se deva à superioridade numérica de equipamentos produzidos e à maior padronização entre eles.
Em muitos trabalhos, a simulação dos sistemas é utilizada para a análise de diferentes mecanismos de controle como a variação de frequência de rotação dos compressores, válvulas de controle de expansão e outros.
Os sistemas industrias, por outro lado, diferem desses sistemas pois dispõem de vários mecanismos de controle estabelecidos, como o controle de capacidad e e a operação com reservatórios de baixa pressão.
A partir desses modelos foram escritas rotinas para a simulação do sistema em função da carga térmica para três casos: a operação com controle de capacidade e ‘set- point’ de evaporação fixo como operam as instalações automáticas atuais, a operação com controle de capacid ade e ‘set-point’ de temperatura variável em função da máxima temperatura de evaporação possível e, finalmente, a operação com controle de capacidade e ‘set-point’ ajustado por uma rotina para a otimização do consumo de energia dos compressores.
Para as duas soluções propostas, a simulação mostrou uma redução no consumo de energia frente a condições de carga térmica parcial.
Sabe-se que as instalações operam grande parte do tempo em condições de carga térmica parcial, porém elas ocorrem por inúmeras razões e ainda em função de cada projeto frigorífico (ciclo de operação, quantidade e capacidade dos compressores, etc).
Dessa forma, foi utilizado como exemplo para a variação de carga térmica um ciclo de operação de um túnel de congelamento e uma curva típica dos sistemas industriais.
A determinação da curva de operação em carga térmica parcial só pode ser feita em média e para cada in stalação, dessa forma só é possível a previsão de uma redução média no consumo para cada instalação.
Deve-se levar em conta ainda o fato de as instalações apresentarem normalmente um sobre-dimensionamento a fim de acomodar variações na produção.
Considerando-se o acima mencionado, para a operação com ‘set-point’ de temperatura variável em função da máxima temperatura de evaporação possível obteve- se uma redução de 3 a 4% para operação com 100% da carga térmica de produto e de 6 a 7% para operação com 80% da carga térmica de produto.
Utilizando-se a distribuição de carga térmica típica no tempo conforme, a redução obtida foi de cerca de 8%.
Para a operação com ‘ set-point’ ajustado pela rotina para a otimização do consumo de energia dos compressores obteve-se uma redução de 3 a 5% para operação com 100% da carga térmica de produto e de 8 a 9% para operação com 80% da carga térmica de produto.
Utilizando-se a distribuição de carga térmica típica no tempo conforme, a redução obtida foi de cerca de 10%.
A otimização da função de consumo de energia do compressor baseada em dados de catálogo mostrou a possibilidade de redução no consumo.
Entretanto, para uma implementação do sistema é necessário que os dados utilizados estejam próx imos ao real ou ainda que se realize a identificação do sistema.
Por outro lado, a operação com ‘set-point’ de temperatura variável em função da máxima temperatura de evaporação possível é de fácil implementação e apresenta boas perspectivas de redução de consumo. 6.1
Conclusões
Apesar de termos tratado especificamente da oper ação com túnel de congelamento contínuo, as mesmas características de operação do ciclo frigorífico são encontradas em outras aplicações, como por exemplo no resfriamento de emulsões (fabricação de mar garinas), líquidos e no caso dos túneis de congelamento com retenção variável, ond e pode-se operar com uma composição variável entre produto s congelados e resfriados ou ainda somente com produtos resfriados ou somente congelados. Recentemente, têm sido introduzidos compressores parafuso especificamente projetados para operação com motores de maior velocidade de operação, alto rendimento e acionamento por conversores de frequência.
Esses compressores possuem desempenho superior aos tradicionais para operação em capacidades parciais.
A utilização desses equipamentos em conjunto com a operação com ‘set-point’ variável poderá proporcionar reduções no consumo ainda maiores.
Por fim, conclui-se que a operação com ‘set-point’ variável pode proporcionar a redução no consumo de ener gia das instalações frigoríficas industriais por compressão a vapor.
Recomendações para Continuação do Trabalho
Dentre os estudos que poderiam ser realizados como continuidade do presente trabalho, pode-se destacar os seguintes:
Simulação a partir de dados reais de operação para as cargas parciais e de operação dos compressores a fim de realizar a identificação de um modelo para o consumo de energia dos mesmos.
Dessa forma, pode-se obter resultados mais precisos para a redução no consumo de energia.
Implementação do controle com ‘set-point’ variável para um sistema de refrigeração industrial por compressão a vapor.
Adaptação do modelo para outros objetivos de controle, como o aumento da capacidade de refrigeração ou obtenção de melhor resposta a picos de produção, que são problemas comuns nas instalações industriais.
Recomendações para Continuação do Trabalho investigadas modificações nos sistemas de controle (nível, capacidade, etc), inclusive com a medição de variáveis adicio nais como velocidade de produção (kg/h) e temperatura de entrada dos produtos.
Incorporação do modelo do sistema frigorífico a um modelo de congelamento do produto, ou produtos, a fim de se obter um modelo para simulação e projeto de um sistema de congelamento industrial por túnel de circulação forçada de ar.
A modelagem do co mportamento térmico dos alimentos tem recebido crescente atenção por parte dos pesquisadores na área de alimentos.
Um modelo do sistema de congelamento seria uma ferramenta útil a engenheiros de alimentos e de refrigeração, pois permitiria o aprimoramento de projetos a custos menores e prazos reduzidos. Aperfeiçoamento do modelo, considerando-se outras características do comportamento do refrigerante nos equipamentos, umidade relativa, controle de nível, etc. uma vez que existe um crescente interesse pela modelagem de sistemas térmicos.
Aperfeiçoamento do modelo para a inclusão do motor elétrico para o compressor e o respectivo acionamento, pois a operação em transitórios é um fator fundamental na seleção do motor. Desenvolvimento do modelo para os ciclos de refrigeração de simples e duplo estágio.
Realizar análise comparativa do consumo de energia de cada ciclo em operação normal e com ‘set-point’ variável.
JPGomes
pu7imw@ibest.com.br
É discutida ainda a determinação da carga térmica e as características dos diversos sistemas de congelamento a crescente importância dos alimentos refrigerados no mundo e cita como tendências futuras o desenvolvimento de aditivos e a reformulação dos alimentos para controlar os processo de congelamento e o aprimoramento dos processos e equipamentos atuais através de grupos de projeto interdisciplinares.
A grande maioria dos trabalhos sobre simulação de sistemas de refrigeração trata de sistemas por compressão a vapor compostos de compressores alternativos, condensador, válvula de expansão e evaporadores que operam com expansão seca.
Isso se deve provavelmente à larga aplicação desses dispositivos na refrigeração comercial e residencial.
Os sistemas de refrigeração industriais apresentam configurações diferentes dessas, incluindo compressão em duplo estágio, reservatórios a baixa pressão e evaporadores com circulação de líquido.
Para os sistemas com expansão seca a introdução de sistemas de controle com válvulas controladas e conversores de frequência parece ser a solução predominante a fim de se obter a melhoria de eficiência desejada.
Nas instalações industrias, entretanto, isso nem sempre é possível ou desejável, dadas as diferenças entre as configurações dos sistemas.
A potencialidade de redução do consumo de energia, no entanto, existe da mesma maneira,
Nesse sentido, a variação dos ‘set-points’ de operação das instalações industriais como resposta às variações da carga térmica pode oferecer vantagens devidas à operação em condições mais favoráveis.
Paralelamente, têm sido feitos esforços crescentes no sentido de melhorar a eficiência dos equipamentos do ciclo frigorífico como trocadores de calor, compressores e válvulas de expansão, o que contribui para uma maior flexibilidade de operação das instalações industriais.
No ciclo de compressão a vapor, o trabalho fornecido ao compressor é utilizado para elevar a pressão e a temperatura do vapor de fluído refrigerante que chega ao compressor.
Esse vapor a alta pressão e temperatura vai para o condensador onde rejeita calor para o meio, condensando o fluído refrigerante.
O líquido condensado segue em direção a um dispositivo de expansão onde o fluído passa do estado líquido a alta pressão para uma mistura líquido-vapor a baixa pressão e temperatura.
O fluído refrigerante então retira calor do ambiente ou sistema a ser refrigerado, utilizando esse calor para se vaporizar, seguindo em direção ao compressor, onde completa o ciclo.
Um sistema frigorífico visa fornecer as temperaturas necessárias ao processamento e estocagem dos produtos.
A determinação das temperaturas e pressões ideais de operação do ciclo é feita pelo conhecimento das características do produto e do processo e também do ciclo frigo rífico e seus componentes.
Por ser formado somente por processos reversíveis, o ciclo de Carnot é o que apresenta máximo coeficiente de eficiência.
Ciclo de Compressão a Vapor
A obtenção de um COP elevado está relacionada à redução do trabalho necessário para um dado efeito de refrigeração.
A redução da temperatura de condensação ou a elevação da temperatura de evaporação implicam num aumento do COP.
Pode-se dizer ainda que o COP do ciclo está relacionado às diferenças de temperatura entre o ambiente refrigerado e o evaporado e entre o condensador e a atmosfera.
Para um ciclo de compressão a vapor básico, temos : h - h COP = 1 4 h - h 2 1 onde os índices referem-se aos estado h - entalpia (kJ/kg).
Existem fatores de ordem técnica e econômica que impedem a reprodução prática do ciclo ideal de refrigeração.
Podemos citar a inviabilidade da utilização de turbinas para expansão do fluído refrigerante e o fato de que a compressão da mistura líquido-vapor pode causar danos aos compressores.
Ciclo Padrão de Compressão a Vapor.
A modificação do ciclo de Carnot, compressão isoentrópica até a pressão de condensação, resfriamento e condensação do vapor até líquido saturado a pressão constante expansão isoentálpica até a pressão de evaporação e evaporação a pressão constante até o estado de vapor saturado.
Por questões como perda de pressão na linha, operação do compressor livre de líquido, tipo de operação dos evaporadores e outras, é comum nas instalações que o refrigerante no início da compressão esteja no estado superaquecido.
Por outro lado, é comum também a operação com o refrigerante no estado de líquido subresfriado na saída dos condensadores, o que fornece um aumento do efeito frigorífico
A compressão em múltiplos estágios é utilizada a fim de minimizar os problemas decorrentes da elevada diferença entre as temperaturas de evaporação e condensação normalmente encontrada na refrigeração e reduzir a potência de compressão necessária.
No ciclo padrão de compressão, temos ao final da expansão a presença simultânea de líquido e vapor.
Processo no dispositivo de expansão
Se imaginarmos que o processo de expansão seja interrompido a uma pressão intermediária no estado correspondente a uma mistura em equilíbrio de vapor saturado de líquido saturado o processo de expansão pode ser considerado uma combinação dos processos
O vapor gerado não tem efeito frigorífico e ainda é necessário comprimi-lo até a pressão de condensação.
A fim de reduzir o trabalho de compressão, pode ser feita a eliminação desse vapor no chamado 'tanque de flash'
No tanque de 'flash' o líquido proveniente do condensador é expandido até uma pressão intermediária.
O vapor gerado nesse processo é comprimido até a pressão de condensação.
O líquido, por sua vez, é dirigido para um dispositivo de expansão onde sua pressão será reduzida até aquela de evaporação.
Duplo Estágio de Compressão
Ciclo frigorífico com remoção de gás ‘flash’.
Diagrama p-h do sistema.
Outro processo ger almente utilizado é o resfriamento do refrigerante até uma pressão intermediária a fim de reduzir o superaquecimento do mesmo na saída do estágio de baixa pressão.
Isso normalmente é feito borbulhando-se o vapor de descarga do compressor do estágio de baixa pressão no líquido saturado à pressão intermediária
O resfriamento intermediário não implica necessariamente numa redução da potência de compressão, podendo até aumentá-la.
Entretanto, permite temperaturas do refrigerante muito menores na descarga do compressor.
A operação em elevadas temperaturas de descarga com compressores do tipo alternativo pode comprometer a lubrificação do compressor e a vida útil das válvulas de descarga.
O tempo de congelamento é o tempo necessário para a completa mudança de temperatura, da temperatura inicial do produto até –18ºC.
As temperaturas de entrada dos produtos nos congeladores variam tipicamente entre 80 a –3ºC e as de saída entre 0 a –40ºC.
A curva de resfriamento e congelamento do produto depende do coeficiente de condutibilidade térmica, forma, tamanho e embalagem do produto e da temperatura do ar.
Para a determinação dessa curva normalmente são realizados diversos testes em laboratório e na indústria.
Existe uma importante relação entre a capacidade do sistema de congelamento e o tempo de congelamento do produto.
Cada produto tem um tempo de congelamento associado que depende da composição e dimensão do mesmo e da eficiência do sistema de congelamento.
O ponto inicial na escolha do processo de congelamento é a previsão do tempo de congelamento, o qual influencia diretamente o custo total do sistema projetado.
Desde que as propriedades termofísicas do produto estejam definidas, o tempo de congelamento depender á principalmente das dimensões do produto, do meio de resfriamento, da temperatura do meio de resfriamento e do coeficiente efetivo de transferência de calor.
A dificuldade do cálculo está geralmente associada à determinação das propriedades termofísicas do produto e do coeficiente convectivo de tranferência de calor, incluindo a embalagem.
A forma e tamanho do produto influenciam significativamente o tempo de congelamento do produto. Uma vez que o calor deve deixar o produto por sua superfície, a relação entre a superfície e o peso (superfície específica) é de grande importância.
O tempo de congelamento é inversamente proporcional à essa relação para pequenas partículas com pequeno gradiente de temperatura interno.
Entretanto, para um produto embalado, o gradiente de temperatura é crítico e o tempo de congelamento é aproximadamente proporcional à espessura da embalagem.
Carga Térmica do Produto
Na indústria é comum a realização de vários testes de congelamento com esses produtos a fim de se determinar a curva de congelamento ideal, levando-se em conta as diversas opções de tamanho, composição, embalagem, etc. são discutidos vários métodos de estimativa do tempo de congelamento de produtos.
Recentemente, com o uso de sistemas de computação, têm sido desenvolvidas soluções mais exatas para o problema da transferência de calor.
Para a simulação do sistema foi considerada a operação do túnel de congelamento partindo-se de uma condição inicial com o túnel vazio e com carregamento nominal de 4.500 kg/h do produto.
É feito o carregamento do túnel até sua capacidade máxima, permanecendo então em regime de operação constante igual ao nominal e, finalmente, é feito o descarregamento do túnel.
Partindo-se do início de operação com o túnel vazio, inicialmente tem-se no túnel apenas produtos na fase de remoção de calor sensível até a fase de início de congelamento.
Após determinado tempo característico do produto e do processo (curva de congelamento), passa-se a ter também produtos na fase de remoção de calor latente.
Finalmente, após outro período, temos também produtos na fase de remoção de calor sensível após o congelamento.
Dessa forma, a simulação dos sistemas térmicos pode fornecer recursos para a adaptação ou otimização de instalações existentes frente às constantes modificações, para uma abordagem complementar no desenvolvimento de novos projetos e para ajustar ou projetar sistemas de controle.
A simulação de sistemas térmicos presume o conhecimento do desempenho característico de todos os componentes do sistema e das propriedades termodinâmicas das substâncias de trabalho.
Como simulação do sistema entende-se aqui o cálculo das variáveis operacionais que constituem o modelo do sistema através da solução simultânea do conjunto de equações formado pelas equações de desempenho dos equipamentos, das propriedades termodinâmicas das substâncias e dos balanços de massa e energia.
A simulação dos sistemas térmicos é interessante principalmente para as condições de operação diferentes das de projeto como, por exemplo, as condições de carga parcial pois os sistemas térmicos operam a maior parte do tempo fora das condições de projeto.
A simulação pode ainda ser aplicada na resolução de problemas operacionais e na análise das alternativas de melhorias possíveis. a simulação de sistemas térmicos tem tido crescente aplicação na determinação do comportamento em operações com cargas parciais, na identificação de potenciais problemas e na determinação dos requisitos anuais de energia do sistema.
Através da simulação do modelo da planta, serão estudadas alternativas ao controle dos sistemas industriais de compressão a vapor atuais com a finalidade de melhorar o coeficiente de eficiência da planta, frente às operações em carga parcial.
A operação em carga parcial do sistema em questão, como já foi falado, pode acontecer em função de diversos fatores relacionados ao produto e à velocidade de produção.
Os arquivos CP.M e POTENCIA.M (apêndice A) são rotinas em MATLAB para os dados dos compressores e para a determinação da potência no eixo, respectivamente Implementação em SIMULINK do modelo do Reservatório de Líquido.
Modelo do Sistema Frigorífico
A rotina CURVAQ.M calcula a carga térmica para um ciclo de carregamento, regime e descarregamento do túnel de congelamento.
As rotinas POTENCIA.M e CURVAQ.M são escritas como funções do MATLAB para que possam ser utilizadas durante a simulação.
O modelo da planta deve incluir ainda o controle de pressão (ou temperatura) de sucção do compressor a fim de realizar o chamado ‘controle de capacidade’ onde a vazão de refrigerante é a variável manipulada e a pressão de sucção é a variável controlada.
O controlador é do tipo PI.
Foi inserido também um sistema de primeira ordem com constante de tempo T igual a 3 segundos para representar a dinâmica do compressor.
Por um cuidado extra, a saída desse sistema foi limitada à máxima vazão permitida pelo compressor em função da pressão de sucção de operação um aumento na temperatura de evaporação produz o aumento da capacidade frigorífica do compressor e da potência consumida, sendo porém o aumento de capacidade superior ao de potência (aumento do COP).
Se aumentarmos a temperatura de evaporação de operação mantendo, porém, a mesma necessidade de ‘frio’ ou carga térmica, o controle de capacidade do compressor irá reduzir a capacidade (%) do mesmo a fim de controlar a nova temperatura de evaporação.
Teremos, então, o compressor trabalhando com menor capacidade e, conforme o com menor rendimento se comparado ao funcionamento com capacidade total (com mesma temperatura de evaporação).
O rendimento do compressor será tanto pior quando menor a capacidade de trabalho.
De maneira geral, para a operação com capacidades abaixo de 60% o consumo de energia elétrica apresenta variação muito pequena.
Assim, a redução da temperatura de evaporação implicará num menor consumo de energia elétrica enquanto a redução no rendimento devido à redução na capacidade de trabalho do compressor seja suficientemente pequena.
Para compressores com melhor relação de rendimento em função da capacidade, a redução da temperatura de evaporação trará maiores benefícios.
Numa instalação com dois ou mais compressores operando no mesmo regime, a redução de capacidade pode atingir valores em que possa ser desligado um ou mais
Modelo do Sistema Frigorífico compressores.
Esse caso é extremamente vantajoso, pois propicia uma grande redução na potência absorvida.
A diminuição da temperatura de condensação também produz efeito semelhante ao aumento da temperatura de evaporação, porém em proporções menores.
Deve-se levar em conta também que os condensadores apresentam significativa perda de eficiência ao longo do tempo e que deve ser considerada a potência absorvida pelos ventiladores e bombas d’água. Iremos analisar a condição de variação da temperatura de evaporação com temperatura de condensação fixa.
Podemos imaginar, entretanto, um sistema onde a pressão de condensação varie livremente conforme as condições ambientais e de operação, respeitando sempre a mínima pressão permitida.
Foi considerado o compressor MYCOM 200LH e a rotina CP.M que ajusta a função do mesmo.
Nos dois casos, a potência consumida é determinada pela rotina POTENCIA.M e a carga térmica pela rotina CURVAQ.M.
O início e final do carregamento do túnel onde o compressor opera abaixo de 50% de sua capacidade não serão considerados nas simulações.
Entende-se que nesses curtos períodos, o sistema opere da mesma maneira sempre.
Para a car ga térmica nominal de projeto (460 kW) e um ciclo de operação do túnel incluindo carregamento (4 horas), operação em regime (8 horas) e descarregamento (4 horas), o sistema com ‘set-point’ de temperatura de evaporação variável em função da temperatura ambiente do túnel apresenta consumo total de energia 2,77% inferior ao sistema com ‘set-point’ fixo. com a curva de carga térmica, ‘set-point’ de temperatura de sucção, temperatura ambiente do túnel, vazão de refrigerante, potência no eixo e consumo de energia elétrica para carga térmica nominal.
É interessante observar no potência consumida os instantes onde temos um ou dois compressores operando.
Para operação com 80% da carga térmica total nominal, o sistema com ‘set- point’ variável em fun ção da temperatura ambiente do túnel apresenta consumo total de energia para o ciclo completo de carregamento, operação em regime e descarregamento 6,08% inferior ao sistema com ‘set-point’ fixo. A ‘set-point’ de temperatura de sucção, temperatura ambiente do túnel, potência no eixo, consumo de energia elétrica e vazão de refrigerante para 80% da carga térmica nominal
Redução no consumo para operação com ‘set-point’ variável em função da temperatura ambiente com relação à operação com ‘set-point’ fixo de –40ºC (compressor MYCOM 200LH).
Foi considerado o caso de um ciclo de carregamento, regime e descarregamento do túnel de congelamento para 100% e 80% da carga térmica a fim de analisamos a operação em cargas térmicas parciais.
É importante lembrarmos que a operação em carga térmica parcial ocorre de diversas maneiras e por motivos também diversos ao longo da operação da planta e, dessa forma, o ciclo simulado serve apenas como referência para a análise do sistema.
O real consumo de energia irá variar conforme as características de operação e dimensionamento de cada planta.
Observa-se que para uma carga térmica de produto aproximadamente na faixa de 50% (183 kW) a 59 % (213 kW) da nominal, ou seja, para uma carga térmica total na faixa de 61% a 67%, o sistema com ‘set-point’ variável de pressão de sucção em função da temperatura ambiente opera com apenas um compressor, ao passo que o sistema com ‘set-point’ fixo opera co m dois.
Neste caso a diferença de consumo de energia é de cerca de 30%.
Se considerarmos que as instalações industriais normalmente possuem vários túneis de congelamento operando com temperatu ras de ev aporação iguais e com vários compressores no mesmo regime, conclui-se que o desligamento de compressores poderia ser feito para valores de carga térmica pouco abaixo da no minal, o que possibilitaria reduções no consumo de energia maiores do que no caso simulado.
Isso se aplica às instalações existentes e, principalmente, às novas instalações onde o projeto do sistema frigorífico e a seleção de seus componentes poderiam ser conduzidos de forma a obter-se resultados ainda melhores.
As mesmas simulações foram realizadas para o modelo de compressor MYCOM 200 LH com resfriamen to por termo-sifão que apresenta melhor rendimento em capacidades parciais na faixa de 100% a 60%.
Foram considerados os mesmos pontos de operação do diagrama pressão- entalpia e a rotina CP2.M (apêndice A) faz o ajuste da função da potência do compressor.
O máximo erro absoluto encontrado é de 4,61 ou 2,27%.
Para esse caso e simulação nas mesmas condições anteriores, temos uma redução no consumo de ener gia de 4,09% para carga térmica total nominal e de 7,18 % para 80% da mesma.
Portanto, para compressores com maior eficiência em regime de cargas parciais os resultados são superiores.
Carga Térmica Redução no Consumo para um ciclo de Total carregamento, regime e descarregamento 100% 4,09% 80% 7,18%
Redução no consumo para operação com ‘set-point’ variável em função da temperatura ambiente com relação à operação com ‘set-point’ fixo de –40ºC (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão).com a curva de carga térmica, ‘set- point’ de temperatura de sucção, temperatura ambiente do túnel, potência no eixo, consumo de energia elétrica e vazão de refrigerante para 100% e 80% da carga térmica nominal, respectivamente.
O erro máximo absoluto encontrado para a função da potência do compressor se deve ao fato de que o coeficiente de eficiência apresenta uma queda acentuada para valores abaixo de 60%.
Assim, a operação po deria ser limitada à faixa de melhor rendimento (100% a 60 %) como ocorre em alguns controladores atuais de controle de capacidade.
Na faixa de 100 a 60%, o erro máximo absoluto é de 1,41 ou 0,75%.
Carga Térmica (kW) x tempo (h)
Temp. Ambiente Túnel (º C) x tempo (h) 600 -25 400 -30 200 -35 0 -40 0 SP Temp. Evaporação (º C) x tempo (h) Vazã o Sucção Total (m³ /s) x tempo (h) -30 -35 0.5 -40 -45
Potência Total (kW) x tempo (h) Consumo (kWh) x tempo (h) 400 5000 4000 300 3000 200 2000 carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para carga térmica nominal (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão)sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação.
Carga Térmica (kW) x tempo (h)
Temp. Ambiente Túnel (º C) térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para 80% da carga térmica nominal (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão)sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação. verifica-se que as variáveis controladas em cada caso, isto é, a temperatura ambiente e a temperatura de evaporação apresentam desempenho satisfatório. as instalações de refrigeração industrial apresentam tipicamente uma distribuição de carga térmica no tempo.
Curva de distribuição de carga típica para uma instalação de refrigeração industrial (ABB REFRIGERATION, 1998).
Dessa forma, e consider ando a simulação para o compressor MYCOM 200LH com termo-sifão para as capacidades, temos uma redução do consumo de energia de 7,84% para o sistema com ‘set-point’ variável de temperatura de evaporação quando comparado ao sistema com ‘set-point’ fixo.
Por fim, é importante considerar que os controladores eletrônicos de pressão de sucção atualmente utilizados dispõem dos recursos necessários para a operação suave do compressor, controlando a velocidade de resposta, os limites para partida e parada, os tempos mínimos de partida e parada, alarmes, proteções e outros.
Como vimos, a redução da temperatura de evaporação implica num aumento do coeficiente de eficiência do compressor.
Para uma mesma temperatur a de evaporação, o rendimento do compressor é tanto pior quanto menor a capacidade (%) de operação.
Dessa forma, eventualmente o ponto de menor temperatur a de evaporação poderá não corresponder ao de menor potência absorvida.
Será estudada aqui a otimização do sistema correspondente à determinação da temperatura de evaporação que produza a menor potência absorvida no eixo do compressor para determinada capacidade de refrigeração.
Da mesma forma como foi feito anteriormente, o controle será baseado no controle de capacidade (vazão do refrigerante).
A máxima temperatura de evaporação em função da temperatura ambiente conforme definida no item será tratada como uma restrição.
Serão também definidas como restrições a vazão de refrigerante nos compressores, as vazões máximas e mínimas de refrigerante nos compressores em função da temperatura de evaporação e a mínima temperatura de evaporação permitida.
A temperatura de evaporação deve ser menor ou igual à máxima temperatura de evaporação em função da temperatura ambiente.
A vazão de refrigerante nos compressores é determinada pelo controle de capacidade.
A vazão de refrigerante no compressor é limitada pelas vazões máximas e mínimas em função da temperatura de evaporação.
As vazões máximas e mínimas serão determinadas através de funções ajustadas a partir dos dados de catálogo do fabricante para cada temperatura de evaporação.
O ajuste dessas funções é feito através da função POLYFIT do MATLAB, que calcula os coeficientes de um polinômio p(x) de ordem n que ajusta os dados p(x(i)) para y(i) dados utilizando o método dos mínimos quadrados.
Foram utilizados polinômios de terceira ordem, conforme:
m & (5.1) v = p + p Te + p Te + p Te 2 3 mi n 0 1 2 3 5.3
Ajuste de 'Set-Point'
m v = q + q Te + q Te + q Te 2 3 max 0 1 2 3 & m v & - vazão onde - vazão mínima de refrigerante no compressor (kg/s), mv min max máxima de refrigerante no compressor (kg/s), Te – temperatura de evaporação (ºC), p e q são os parâmetros ajustados.
As vazões máximas e mínimas de refrigerante no compressor são definidas na rotina CP.M para o compressor MYCOM 200LH.
A mínima temperatura de evaporação permitida será a de projeto, isto é, -40ºC.
A potência absorvida pelo compressor é minimizada através da fun ção CONSTR do MATLAB.
A função CONSTR determina o mínimo de uma função escalar de várias variáveis, sujeita a restrições e a partir de uma estimativa inicial.
A minimização é feita utilizando-se a rotina PMIN.M desenvolvida em MATLAB.
A função PMIN tem como entradas a vazão de refrigerante no compressor e a máxima temperatur a de evaporação em função da temperatura ambiente e tem como saídas a potência total absorvida, as vazões de refrigerante para os compressores e a temperatura de evaporação que minimiza a potência absorvida.
As rotinas FCP1.M e FCP2.M contêm a função a ser minimizada e suas restrições para o caso em que somente um compressor opere e para o caso em que dois compressores operem, respectivamente.
Deve ser observado que a rotina de minimização utilizada pode encontrar mínimos locais, foram utilizadas diferentes condições iniciais a fim de verificar o comportamento da rotina e determinar as condições iniciais mais favoráveis.
Durante as simulações, verificou-se que existem condições iniciais que tendem a produzir mínimos locais. a implementação em SIMULINK do sistema onde o ‘set- point’ de temperatura de evaporação do compressor é obtido através da minimização da função da potência absorvida no eixo do compressor (função PMIN.M).
Como nos casos anteriores, a carga térmica é determinada pela rotina CURVAQ.M.
Foram feitas simulações considerando-se a carga térmica nominal e a operação com 75% da carga térmica do produto, isto é, 80% da carga térmica total nominal.
Foi considerado o compressor MYCOM 200LH e a rotina CP.M que ajusta a função do mesmo.
Uma vez que a rotina PMIN.M é chamada a cada passo de simulação e a própria execução da rotina de minimização apresenta tempo de execução bastante longo, a simulação do sistema é lenta, levando praticamente o triplo do que seria o tempo real de operação (trabalhando-se com um computador com velocidade relativa 8 no teste de ‘benchmark’ do MATLAB , função BENCH.M.
O uso das derivadas parciais permite a solução do problema de maneira mais eficiente foi testado com o intuito de diminuir o tempo de simulação , entretanto, sem apresentar melhora significativa.
A rotina DPFCP.M.
Ajuste de 'Set-Point' contém as derivadas parciais da função a ser minimizada e suas restrições.
A rotina DPFMIN realiza a minimização utilizando as derivadas parciais.
Dessa forma, optou-se pela redução do tempo de simulação através do uso de uma escala de tempo de 1/10 da escala real e da simulação apenas do ciclo de carregamento e metade do ciclo de regime do túnel de congelamento, uma vez que o ciclo completo é relativamente simétrico.
A fim de que a variação no ‘set-point’ da pressão de evaporação seja feita de forma suave foi inserido um sistema de primeira ordem com constante de tempo T igual a 5 segundos. mostram os gráficos com a curva de carga térmica, ‘set-point’ de temperatura de evaporação, temperatura ambiente do túnel, potência no eixo, consumo de energia elétrica e vazão de refrigerante para carga térmica nominal e a 80%.
O sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor apresenta consumo total de energia para o ciclo simulado 3,40% inferior ao sistema com ‘set-point’ fixo para carga térmica total nominal e de 8,37% para 80% da mesma.
Carga Térmica Redução no Consumo SP Redução no Consumo SP Total variável pela máxima variável pela rotina de temperatura de evaporação otimização 100% 2,26% 3,40% 80% 5,69% 8,37%
Redução no consumo para operação com ‘set-point’ variável conforme máxima temperatura de evaporação e rotina de otimização com relação à operação com ‘set-point’ fixo de –40ºC para ciclo parcial de operação (compressor MYCOM 200LH).
Observa-se que a rotina de otimização nem sempre produz como resultado a máxima temperatura de evaporação possível (em função d a temperatura ambiente do túnel).
Existe uma tendência à operação somente com um compressor enquanto a vazão de refrigerante necessária esteja dentro da faixa do mesmo.
Ajuste de 'Set-Point' 90 Carga Té rmica (kW) x tempo (h)
Temperatura Ambiente (º C) x tempo (h) 600 -25 400 -30 200 -350 -400
SP de Temperatura de Evaporação (º C) x tempo (h) Vazã o Sucç ã o Total (kg/s) x tempo (h) -20 0.8 -25 0.6 -30 0.4 -35 0.2 -40 -45
Potê ncia Total (kW) x tempo (h) Consumo (kWh) x tempo (h) 400 3000 300 2000 200 1000 10000
Carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para carga térmica nominal para sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor (compressor MYCOM 200LH); sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação; sistema com controle com rotina de otimização.
Ajuste de 'Set-Point'
Carga Térmica (kW ) x tempo (h)
Temperatura Ambiente (º C) x tempo (h) 400 -25 300 -30 200 -35 100 0 -40
SP de Temperatura de Evaporaç ã o (º C) x tempo (h)
Vazão Sucção Total (kg/s) x tempo (h) -20 -25 0.5 -30 -35 -40 -45
Potência Total (kW) x tempo (h) Consumo (kWh) x tempo (h) 400 2000
Gráficos de carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para 80% da carga térmica nominal para sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor (compressor MYCOM 200LH); sistema com controle de capacidade atual;sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação; sistema com controle com rotina de otimização.
Dessa forma, ao contrário do observado para a operação com ‘set-point’ igual à máxima temperatura de evaporação, temos a variação da temper atura ambiente para valores abaixo do ‘set-point’ de –30ºC.
Essa variação, entretanto, é menor do que as observadas nos sistemas com ‘set-point’ fixo.
Devido ao período em que o sistema opera com ‘set-point’ inferior ao máximo possível, o controlador PI provocou a operação pouco acima da temperatura de –30ºC durante um pequeno intervalo.
Caso necessário, pode-se modificar essa malha de controle para atender às especificações desejadas. Para o ciclo parcial de operação a redução de consumo para o sistema com ‘set- point’ de máxima temperatura de evaporação é pouco menor do que para o ciclo completo.
É interessante observar que para a operação com dois compressores a rotina de minimização fornece como resultado a operação dos compressores com capacidades iguais.
Alguns controladores eletrônicos de capacidade disponíveis no mercado operam dessa forma, mantendo os compressores funcionando em paralelo e com a mesma capacidade.
Quando há diminuição da carga térmica os compressores têm sua capacidade reduzida até que se atinja o ponto onde um compressor possa ser desligado.
Os compressores restantes passam a operar em um novo valor de capacidade adequado à carga térmica.
Para o caso de aumento da carga térmica, segue-se o mesmo princípio.
Da mesma forma que no caso anterior, foram realizadas simulações para o modelo de compressor MYCOM 200LH com resfriamento por termo-sifão.
Foram considerados os mesmos pontos de operação do diagrama pressão-entalpia, a rotina CP2.M e as rotinas FCP21.M e FCP22.M para minimização.
Para esse caso, temos uma redução de 5,54% para carga térmica total nominal e de 9,19% para 80% da mesma .
Utilizando a distribuição de carga térmica segundo e considerando a simulação para o compressor MYCOM 200LH com termo-sifão, temos uma redução do consumo de energia de 10,1% para o sistema com ‘set-p oint’ variável de temperatura de evaporação quando comparado ao sistema com ‘set-point’ fixo.
Carga Térmica Redução no Consumo SP Redução no Consumo SP Total variável pela máxima variável pela rotina de temperatura de evaporação otimização 100% 3,41% 5,54% 80% 6,64% 9,19%
Redução no consumo para operação com ‘set-point’ variável conforme máxima temperatura de evaporação e rotina de otimização com relação à operação com ‘set-point’ fixo de –40ºC para ciclo parcial de operação (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão).
Na formulação do problema de controle ótimo deve-se escrever as equações matemáticas que rep resentam o sistema, definir as restrições a serem obedecid as e escolher o critério de desempenho. Neste caso, as equações de desempenho do compressor foram baseadas em dados de catálogo do fabricante.
Esses dados são obtidos em laboratório para os equipamentos operando em condições específicas (SABROE, 1989) que nem sempre irão corresponder às instalações reais.
A despeito da maior ou menor precisão desses d ados, podemos dizer que eles representam o comportamento qualitativo do compressor e, assim sendo, a otimização da temperatura de evaporação e a operação com máxima temperatura de evaporação possível mostraram produzir redução no consumo de energia.
Assim, seria interessante considerar a possibilidade de utilizar-se técnicas de identificação de sistemas a fim de inferirmos a operação e o desempenho do compressor na instalação.
Quanto à questão do tempo de processamento da rotina de otimização podem ser analisadas possibilidades como a compilação dos algoritmos e o pro cessamento ‘off- line’.
Evidentemente, a rotina utilizada teve como função a investigação da alternativa de controle, sendo necessário o desenvolvimento específico caso se deseje implementar um controlador.
Gráficos de carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para carga térmica nominal para sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão); sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação; sistema com controle com rotina de otimização.
Gráficos de carga térmica, potência no eixo, consumo e vazão de refrigerante para 80% da carga térmica nominal para sistema com otimização da potência absorvida no eixo do compressor (compressor MYCOM 200LH com termo-sifão); sistema com controle de capacidade atual; sistema com controle pela máxima temperatura de evaporação; sistema com controle com rotina de otimização.
Por outro lado, o sistema de controle operando com ‘set-point’ de máxima temperatura de evaporação apresenta boas perspectivas de redução de consumo e facilidade de implementação o que o torna bastante atraente.
Em muitas instalações industriais, existem os sistemas de controle e a instrumentação necessários, o que reduz o investimento necessário ao projeto do sistema de controle e a sua implementação em campo (engenharia, instalação e testes).
O presente trabalho elaborou um modelo para simulação dinâmica de um sistema de refrigeração industrial por compressão a vapor com refrigerante amônia (R- 717) para o congelamento de alimentos, composto basicamente de túnel de congelamento por circulação forçada de ar, evaporador com recirculação de líquido, reservatório de líquido a baixa pressão, compressores parafuso e condensador evaporativo atmosférico.
A motivação da pesquisa foi a otimização energética dos sistemas frigoríficos por compressão a vapor através da operação com regime variável para o ciclo frigorífico, uma vez que esses sistemas operam na maior parte do tempo fora das condições nominais de projeto e seu consumo de energia apresenta grande variação em função do regime de trabalho.
Em especial, o estudo propôs-se a investigar a operação com ‘set-point’ de temperatura de evaporação (ou sucção) variável em função da variação da carga térmica das instalações. Pretendeu-se ainda desenvolver um modelo para simulação que auxilie na adaptação da operação em face de novos parâmetros e custos, no projeto e na otimização de sistemas frigoríficos por compressão a vapor.
Foram desenvolvidas rotinas específicas para a simulação de cada componente do ciclo, para o controle de capacidade dos compressores e para dois sistemas de ‘set- point’ variável: através da máxima temperatura de evaporação e através da otimização da função de consumo de energia do compressor.
O modelo para a potência no eixo do compressor foi desenvolvido através do ajuste de uma função a dados de catálogo.
Foram utilizados dois modelos de compressores parafuso com variação diferenciada de rendimento em função da temperatura de evaporação.
Apesar de tratarmos especificamente de compressores parafuso operando em sistema com aspiração a pressão intermediária (‘economizer’), o comportamento da potência absorvida é o mesmo para outros casos como sistemas em simples ou duplo estágio e também para o caso de compressores alternativos.
Os modelos para o evaporador e túnel de congelamento foram desenvolvidos a partir do balanço de massa e energia e de relações constitutivas.
Da mesma forma, foi obtido o modelo para o separador de líquido.
Foram encontradas poucas referências na literatura sobre a simulação dinâmica de sistemas de refrigeração industrial ou que utilizem reservatórios de líquido a baixa pressão e recirculação de líquido no evaporador.
Esse tipo de sistema, entretanto, é um dos mais comuns na refrigeração industrial.
A literatura concentra-se em sistemas com expansão seca e refrigerantes halogenados, que são lar gamente aplicados na refrigeração comercial e residencial.
Isso talvez se deva à superioridade numérica de equipamentos produzidos e à maior padronização entre eles.
Em muitos trabalhos, a simulação dos sistemas é utilizada para a análise de diferentes mecanismos de controle como a variação de frequência de rotação dos compressores, válvulas de controle de expansão e outros.
Os sistemas industrias, por outro lado, diferem desses sistemas pois dispõem de vários mecanismos de controle estabelecidos, como o controle de capacidad e e a operação com reservatórios de baixa pressão.
A partir desses modelos foram escritas rotinas para a simulação do sistema em função da carga térmica para três casos: a operação com controle de capacidade e ‘set- point’ de evaporação fixo como operam as instalações automáticas atuais, a operação com controle de capacid ade e ‘set-point’ de temperatura variável em função da máxima temperatura de evaporação possível e, finalmente, a operação com controle de capacidade e ‘set-point’ ajustado por uma rotina para a otimização do consumo de energia dos compressores.
Para as duas soluções propostas, a simulação mostrou uma redução no consumo de energia frente a condições de carga térmica parcial.
Sabe-se que as instalações operam grande parte do tempo em condições de carga térmica parcial, porém elas ocorrem por inúmeras razões e ainda em função de cada projeto frigorífico (ciclo de operação, quantidade e capacidade dos compressores, etc).
Dessa forma, foi utilizado como exemplo para a variação de carga térmica um ciclo de operação de um túnel de congelamento e uma curva típica dos sistemas industriais.
A determinação da curva de operação em carga térmica parcial só pode ser feita em média e para cada in stalação, dessa forma só é possível a previsão de uma redução média no consumo para cada instalação.
Deve-se levar em conta ainda o fato de as instalações apresentarem normalmente um sobre-dimensionamento a fim de acomodar variações na produção.
Considerando-se o acima mencionado, para a operação com ‘set-point’ de temperatura variável em função da máxima temperatura de evaporação possível obteve- se uma redução de 3 a 4% para operação com 100% da carga térmica de produto e de 6 a 7% para operação com 80% da carga térmica de produto.
Utilizando-se a distribuição de carga térmica típica no tempo conforme, a redução obtida foi de cerca de 8%.
Para a operação com ‘ set-point’ ajustado pela rotina para a otimização do consumo de energia dos compressores obteve-se uma redução de 3 a 5% para operação com 100% da carga térmica de produto e de 8 a 9% para operação com 80% da carga térmica de produto.
Utilizando-se a distribuição de carga térmica típica no tempo conforme, a redução obtida foi de cerca de 10%.
A otimização da função de consumo de energia do compressor baseada em dados de catálogo mostrou a possibilidade de redução no consumo.
Entretanto, para uma implementação do sistema é necessário que os dados utilizados estejam próx imos ao real ou ainda que se realize a identificação do sistema.
Por outro lado, a operação com ‘set-point’ de temperatura variável em função da máxima temperatura de evaporação possível é de fácil implementação e apresenta boas perspectivas de redução de consumo. 6.1
Conclusões
Apesar de termos tratado especificamente da oper ação com túnel de congelamento contínuo, as mesmas características de operação do ciclo frigorífico são encontradas em outras aplicações, como por exemplo no resfriamento de emulsões (fabricação de mar garinas), líquidos e no caso dos túneis de congelamento com retenção variável, ond e pode-se operar com uma composição variável entre produto s congelados e resfriados ou ainda somente com produtos resfriados ou somente congelados. Recentemente, têm sido introduzidos compressores parafuso especificamente projetados para operação com motores de maior velocidade de operação, alto rendimento e acionamento por conversores de frequência.
Esses compressores possuem desempenho superior aos tradicionais para operação em capacidades parciais.
A utilização desses equipamentos em conjunto com a operação com ‘set-point’ variável poderá proporcionar reduções no consumo ainda maiores.
Por fim, conclui-se que a operação com ‘set-point’ variável pode proporcionar a redução no consumo de ener gia das instalações frigoríficas industriais por compressão a vapor.
Recomendações para Continuação do Trabalho
Dentre os estudos que poderiam ser realizados como continuidade do presente trabalho, pode-se destacar os seguintes:
Simulação a partir de dados reais de operação para as cargas parciais e de operação dos compressores a fim de realizar a identificação de um modelo para o consumo de energia dos mesmos.
Dessa forma, pode-se obter resultados mais precisos para a redução no consumo de energia.
Implementação do controle com ‘set-point’ variável para um sistema de refrigeração industrial por compressão a vapor.
Adaptação do modelo para outros objetivos de controle, como o aumento da capacidade de refrigeração ou obtenção de melhor resposta a picos de produção, que são problemas comuns nas instalações industriais.
Recomendações para Continuação do Trabalho investigadas modificações nos sistemas de controle (nível, capacidade, etc), inclusive com a medição de variáveis adicio nais como velocidade de produção (kg/h) e temperatura de entrada dos produtos.
Incorporação do modelo do sistema frigorífico a um modelo de congelamento do produto, ou produtos, a fim de se obter um modelo para simulação e projeto de um sistema de congelamento industrial por túnel de circulação forçada de ar.
A modelagem do co mportamento térmico dos alimentos tem recebido crescente atenção por parte dos pesquisadores na área de alimentos.
Um modelo do sistema de congelamento seria uma ferramenta útil a engenheiros de alimentos e de refrigeração, pois permitiria o aprimoramento de projetos a custos menores e prazos reduzidos. Aperfeiçoamento do modelo, considerando-se outras características do comportamento do refrigerante nos equipamentos, umidade relativa, controle de nível, etc. uma vez que existe um crescente interesse pela modelagem de sistemas térmicos.
Aperfeiçoamento do modelo para a inclusão do motor elétrico para o compressor e o respectivo acionamento, pois a operação em transitórios é um fator fundamental na seleção do motor. Desenvolvimento do modelo para os ciclos de refrigeração de simples e duplo estágio.
Realizar análise comparativa do consumo de energia de cada ciclo em operação normal e com ‘set-point’ variável.
JPGomes
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