SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO PARA CONDENSAÇÃO ... - PPGEM

CENTRO FEDERAL DE EDUCAÇÃO TECNOLÓGICA DO PARANÁ
UNIDADE DE CURITIBA
DEPARTAMENTO ACADÊMICO DE MECÂNICA
PROJETO FINAL DE CURSO
SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO PARA
CONDENSAÇÃO DE VAPOR D`ÁGUA NA TORRE DE
DESTILAÇÃO A VÁCUO DA REPAR
CURITIBA
SETEMBRO - 2004

ANDRÉ DEROSSO TEIXEIRA
CLÁUDIA MELISSA PALLÚ
SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO PARA
CONDENSAÇÃO DE VAPOR D`ÁGUA NA TORRE DE
DESTILAÇÃO A VÁCUO DA REPAR
Projeto apresentado à disciplina de Projeto de
Final de Curso, como requisito parcial à
obtenção do grau de Engenheiro Mecânico, do
Curso de Engenharia Industrial Mecânica, da
Unidade de Curitiba, do CEFET-PR.
Orientador: Prof. Cezar O. R. Negrão, Ph.D
CURITIBA
SETEMBRO- 2004

TERMO DE APROVAÇÃO
ANDRÉ DEROSSO TEIXEIRA
CLÁUDIA MELISSA PALLÚ
SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO PARA
CONDENSAÇÃO DE VAPOR D`ÁGUA NA TORRE DE
DESTILAÇÃO A VÁCUO DA REPAR
Orientador: Prof. Cezar O. R. Negrão, Ph.D.
DAMEC, CEFET-PR
Banca Examinadora: Prof. Luciano F. S. Rossi, Dr.
DAMEC, CEFET-PR
Projeto apresentado à disciplina de Projeto de
Final de Curso, como requisito parcial à
obtenção do grau de Engenheiro Mecânico, do
Curso de Engenharia Industrial Mecânica, da
Unidade de Curitiba, do CEFET-PR.
Prof. Sergei Anatolyevich Paschuk, Ph.D.
DAFIS, CEFET-PR
Curitiba, 27 de Setembro de 2004.

AGRADECIMENTOS
Agradecemos a nossa família pelo apoio e conforto necessários para
desenvolvermos este trabalho.
Ao engenheiro Aristides Saito pelo seu apoio na execução deste trabalho e
também aos demais engenheiros da REPAR. Um agradecimento especial ao Eng.
Cláudio Machado, que tão atenciosamente nos recebeu.
Agradecemos à Petrobrás cujo apoio permitiu a realização deste trabalho.
À Agência Nacional do Petróleo – ANP – e da Financiadora de Estudos e
Projetos – FINEP - por meio do Programa de Recursos Humanos da ANP para o
Setor de Petróleo e Gás – PRH – ANP/MCT (PRH10-CEFET-PR); pelo apoio
financeiro.
E finalmente, agradecemos o empenho e os esforços despendidos pelo
professor orientador, Cezar O. R. Negrão que nos auxiliou com orientações técnicas
e colaborou na avaliação e análise para que pudéssemos compor este projeto.

SUMÁRIO
LISTA DE ILUSTRAÇÕES ........................................................................................... ix
LISTA DE TABELAS .................................................................................................... xi
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS....................................................................... xii
LISTA DE SÍMBOLOS.................................................................................................xiii
RESUMO...................................................................................................................xviii
1 INTRODUÇÃO................................................................................................1
1.1 OBJETIVO DO TRABALHO ...........................................................................4
2 REVISÃO DA LITERATURA ..........................................................................6
2.1 HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO ................................................................6
2.2 A REFRIGERAÇÃO INDUSTRIAL .................................................................7
2.3 COMPRESSÃO DE VAPOR ..........................................................................8
2.4 ABSORÇÃO .................................................................................................10
2.5 FLUIDOS REFRIGERANTES.......................................................................15
2.6 EQUIPAMENTOS DE REFRIGERAÇÃO – “CHILLERS” .............................17
2.7 TROCADORES DE CALOR .........................................................................20
2.7.1 Recuperadores e Regeneradores.................................................................20
2.7.2 Processos de Transferência de Calor...........................................................20
2.7.3 Tipos de Construção.....................................................................................22
2.7.3.1 Trocadores de calor tubulares ......................................................................22
2.7.3.2 Trocadores de calor tipo placa .....................................................................25
2.7.3.3 Trocadores de calor com superfície estendida .............................................25
2.7.4 Mecanismos de Transferência de Calor .......................................................26
2.7.5 Arranjo de Escoamento ................................................................................27
2.8 TUBULAÇÕES INDUSTRIAIS......................................................................29
2.8.1 Materiais para Fabricação de Tubos ............................................................31

2.8.1.1 Tubos de aço-carbono..................................................................................32
2.8.1.2 Aços-liga e aços inoxidáveis.........................................................................33
2.8.1.3 Tubos de ferro fundido e de ferro forjado .....................................................34
2.8.1.4 Tubos de metais não-ferrosos ......................................................................34
2.8.1.5 Tubos de materiais não-metálicos................................................................36
2.8.2 Seleção dos Materiais ..................................................................................36
2.8.2.1 Tubulações para água doce .........................................................................37
3 FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA ....................................................................39
3.1 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO A VAPOR ...............................................39
3.1.1 Sistema de Refrigeração por Compressão Mecânica de Vapor ...................40
3.1.1.1 Desempenho de um ciclo padrão de compressão de vapor.........................40
3.1.2 Sistema de Refrigeração por Absorção ........................................................43
3.1.2.1 Coeficiente de performance de um ciclo de absorção..................................44
3.1.3 Carga Térmica..............................................................................................47
3.2 TROCADORES DE CALOR .........................................................................47
3.2.1 Coeficiente Global de Transferência de Calor ..............................................48
3.2.2 Coeficiente de Transferência de Calor por Convecção ................................51
3.2.2.1 Coeficiente interno de transferência de calor por convecção em um tubo ...51
3.2.2.2 Coeficiente externo de transferência de calor por convecção em um tubo ..52
3.2.3 Perda de Carga Devido ao Escoamento Externo .........................................53
3.3 SISTEMA DE BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO .............................................55
3.3.1 Escoamento Viscoso em Condutos ..............................................................55
4 METODOLOGIA...........................................................................................59
5 DESENVOLVIMENTO DO PROJETO..........................................................61
5.1 ANÁLISE DA CARGA TÉRMICA..................................................................61
5.2 SISTEMA DE COMPRESSÃO A VAPOR ....................................................61

5.3 SISTEMA DE ABSORÇÃO...........................................................................64
5.4 SELEÇÃO DE EQUIPAMENTOS.................................................................64
5.4.1 O Custo dos Equipamentos..........................................................................65
5.4.2 Características Técnicas dos Equipamentos................................................65
5.4.3 Análise da Proposta Comercial ....................................................................67
5.5 ANÁLISE DA VIABILIDADE ECONÔMICA ..................................................68
5.5.1 Consumo de Energia e Custo Anual.............................................................68
5.5.2 Análise do Investimento................................................................................70
5.6 DIMENSIONAMENTO DO TROCADOR DE CALOR ...................................74
5.6.1 Coeficiente Global e a Efetividade................................................................74
5.6.2 Coeficiente de Transferência de Calor Interno .............................................74
5.6.3 O Coeficiente de Transferência de Calor Externo ........................................76
5.6.4 Comprimento dos Tubos do Trocador de Calor............................................76
5.6.5 Perda de Carga no Trocador de Calor..........................................................78
5.6.5.1 Perda de carga entre feixes de tubos ...........................................................78
5.6.5.2 Perda de carga no interior dos tubos............................................................78
5.7 DIMENSIONAMENTO DO SISTEMA DE BOMBEAMENTO........................79
5.7.1 Perda de Carga de Elevação........................................................................80
5.7.2 Perda de Carga de Retorno..........................................................................80
5.7.3 Perda de Carga na Sucção ..........................................................................81
5.7.4 Potência da Bomba ......................................................................................81
5.8 QUADRO DE RESUMO ...............................................................................82
6 DISCUSSÃO DOS RESULTADOS E CONCLUSÕES .................................83
REFERÊNCIAS...........................................................................................................86
ANEXO A – PROPRIEDADES TERMODINÂMICAS DA ÁGUA – LÍQUIDO E VAPOR
SATURADOS.........................................................................................89
ANEXO B – GRÁFICO PRESSÃO X ENTALPIA DO FLUIDO R134a ........................90

ANEXO C – GRÁFICO PRESSÃO X ENTALPIA DO FLUIDO HCFC 123..................91
ANEXO D – FATOR DE ATRITO E FATOR DE CORREÇÃO: CONFIGURAÇÃO
ALTERNADA DO FEIXE TUBULAR ......................................................92
ANEXO E – GRAU DE RUGOSIDADE .......................................................................93
ANEXO F – FATOR DE ATRITO.................................................................................94
ANEXO G – COEFICIENTE DE PERDA PARA COMPONENTES .............................95
ANEXO H – DESENHO ESQUEMÁTICO - MODELO CVHF 1280.............................96

LISTA DE ILUSTRAÇÕES
Figura 1 – Destilação a Vácuo ....................................................................................2
Figura 2 – Esquema da utilização do sistema de refrigeração na torre de vácuo .......4
Figura 3 - Equipamento desenvolvido por Perkins, 1834 ............................................9
Figura 4 - Equipamento desenvolvido por Carré, 1860 .............................................11
Figura 5 - Ciclo de Absorção .....................................................................................13
Figura 6 – Variação do COP de absorção em função da temperatura de evaporação
..................................................................................................................................14
Figura 7 - Chiller Centrifugo ......................................................................................18
Figura 8 - Chiller de Absorção...................................................................................18
Figura 9 – Trocador de calor de armazenamento .....................................................22
Figura 10 – Trocador de calor bitubular ....................................................................23
Figura 11 – Trocador de calor casco – tubo..............................................................24
Figura 12 – Trocador de calor em serpentina............................................................24
Figura 13 – Trocador de calor tipo placa...................................................................25
Figura 14 – Evaporação ............................................................................................26
Figura 15 – Condensação .........................................................................................27
Figura 16 – Trocador de calor com fluxo em paralelo ...............................................27
Figura 17 – Trocador de calor em contra corrente ....................................................28
Figura 18 – Trocador de calor com escoamento cruzado com tubos (a) aletados e (b)
não aletados.......................................................................................................28
Figura 19 – Resumo dos principais materiais de tubos.............................................31
Figura 20 - Diagrama P-h de um ciclo de refrigeração..............................................39
Figura 21 – Sistema de refrigeração de um ciclo padrão por compressão mecânica
de vapor .............................................................................................................40
Figura 22 - Volume de controle no compressor.........................................................41
ix

Figura 23- Volume de controle no evaporador ..........................................................42
Figura 24 - Ciclo de absorção básico ........................................................................43
Figura 25- Ciclo de refrigeração operando a calor idealizado como uma combinação
de um ciclo de potência e um de refrigeração....................................................45
Figura 26 - Volume de controle no gerador ...............................................................46
Figura 27 – Condição especial em trocadores de calor: C q >> C f ou vapor em
condensação......................................................................................................48
Figura 28 – Tubo com condições convectivas na superfície .....................................49
Figura 29 – Configuração dos tubos em um feixe alternado. ....................................54
Gráfico 1 – Comparativo com base no processo da REPAR. ...................................71
Gráfico 2 – Energia gerada x Energia comprada ......................................................72
Gráfico 3 – Fonte alternativa de energia x Energia comprada ..................................73
Gráfico 4 – Energia gerada pela REPAR x Fonte de energia alternativa ..................73
Figura 30 – Representação dos tubos do trocador de calor......................................77
x

LISTA DE TABELAS
TABELA 1 – ÍNDICES ODP E GWP............................................................................17
TABELA 2 – DADOS TÉCNICOS DO EQUIPAMENTO WSC 126 .............................66
TABELA 3 – DADOS TÉCNICOS DO EQUIPAMENTO CVHF 1280 ..........................66
TABELA 4 – DIMENSÕES DO EQUIPAMENTO MODELO WSC 126........................67
TABELA 5 – DIMENSÕES DO EQUIPAMENTO MODELO CVHF 1280 ....................67
TABELA 6 – DIVISÃO DOS PERÍODOS E HORÁRIOS .............................................68
TABELA 7 – CUSTO DA TARIFA AZUL DE ENERGIA ELÉTRICA............................69
TABELA 8 – CUSTO DA ENERGIA COPEL X TEMPO DE OPERAÇÃO...................71
TABELA 9 – CUSTO DA ENERGIA REPAR X TEMPO DE OPERAÇÃO...................72
TABELA 10 – FONTE ALTERNATIVA DE ENERGIA X TEMPO DE OPERAÇÃO....72
TABELA 11 – ESPECIFICAÇÃO DO TUBO DO TROCADOR DE CALOR ................75
TABELA 12 – DIMENSÕES DO TROCADOR DE CALOR .........................................77
TABELA 13 – ESPECIFICAÇÃO DO TUBO DE ALIMENTAÇÃO D’ÁGUA ................79
TABELA 14 – ESPECIFICAÇÃO DA BOMBA.............................................................81
TABELA 15 – RESULTADOS OBTIDOS ....................................................................82
xi

LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS
ANSI - American National Standards Institute
API - American Petroleum Institute
ARI - Air–Conditioning and Refrigeration Institute
ASTM - American Society for Testing and Materials
CO2 - Dióxido de Carbono
COP - Coeficiente de Performance
COPEL - Companhia Paranaense de Energia Elétrica
CVHF - CenTraVac Water-Cooled Centrifugal Liquid Chillers
FCC - Craqueamento Catalítico Fluido
Fe - Ferro
Fe-C - Ferro Carbono
GLP - Gás Liquefeito de Petróleo
GOP - Gasóleo Pesado
GOR - Gasóleo Residual
GWP - Global Warming Potential
HCFC 123 - Fluido Refrigerante 123
HCF 134a - Fluido Refrigerante 134a
H2O - Água
IPLV - Integrated Part Load Value
LiBr - Brometo de Lítio
Mg - Manganês
ODP - Ozone Depleting Potential
PVC - Policloreto de Vinila
R11 - Fluido Refrigerante R11
R12 - Fluido Refrigerante R12
REPAR - Refinaria Presidente Getúlio Vargas
Si - Silício
WSC - Water Single Compressor
xii

LISTA DE SÍMBOLOS
% - Por cento
°C - Grau Celsius
kg - Quilograma
TR - Tonelada de refrigeração
kW - QuiloWatts
kPa - QuiloPascal
kg/h - Quilograma por hora
COP - Coeficiente de Performance
U$ - Dólar (unidade monetária americana)
m 2 /m 3
- Metro quadrado por metro cúbico
cm 2
- Centímetro quadrado
“ - Polegada
mm - Milímetro
m& - Vazão mássica do fluido refrigerante
h1
- Entalpia do vapor saturado
W& - Potência de refrigeração
h2
- Entalpia do vapor superaquecido
W - Trabalho específico
h3
- Entalpia do líquido saturado
h4
- Entalpia da mistura líquido – vapor
Qe & - Capacidade de refrigeração
Q e
- Efeito de refrigeração
COP Carnot - Coeficiente de performance do ciclo de Carnot
Te
- Temperatura no evaporador
Tc
- Temperatura no condensador
η R
- Eficiência de refrigeração
CT - Carga térmica
m& v
- Vazão mássica de vapor
h - Entalpia de vaporização
fg
m& a
- Vazão mássica de água
cp - Calor específico da água
xiii

∆ T
- Diferença de temperatura
COP abs - Coeficiente de performance do ciclo de absorção
q g
- Calor recebido no gerador
Tg - Temperatura no gerador
q a
- Calor rejeitado no absorvedor
Ta - Temperatura do ambiente
q e
- Calor recebido no evaporador
Te - Temperatura no evaporador
q c
- Calor rejeitado pelo condensador
(COP abs ) Carnot - Coeficiente de performance do ciclo de absorção de Carnot
- Entalpia do vapor saturado
h5
m& 1
- Vazão da solução e do fluido refrigerante
Qg & - Taxa de adição de calor no gerador
m& 2
- Vazão da solução
η - Eficiência de refrigeração do ciclo de absorção
Ra
Cq
- Capacidade calorífica do fluido quente
Cf
- Capacidade calorífica do fluido frio
ln - Logarítimo neperiano
Tcond - Temperatura de condensação
UA - Coeficiente global vezes a área
ε - Rugosidade da parede do tubo
e - Exponencial
Rtot
- Soma das resistências
Rinc
- Fator de incrustação
- Resistência condutiva na parede
Rp
η o
- Eficiência global da superfície aletada
(A)i,e - Área superficial interna/externa aos tubos
Aa
- Área superficial total da aleta
(h)i,e - Coeficiente de convecção interno/externo
η a
- Eficiência da aleta
tanh - Tangente hiperbólica
xiv

Lc
- Comprimento corrigido da aleta
Ap
- Área corrigida do perfil da aleta
t - Espessura da aleta
π - Número pi
d - Diâmetro do tubo do trocador de calor
l - Comprimento do tubo do trocador de calor
Re - Número de Reynolds
Q - Vazão de água gelada
di
- Diâmetro interno do tubo do trocador de calor
µ l
- Viscosidade do fluido na fase líquida
Nt
- Número de tubos do trocador de calor
V - Velocidade da água gelada
Nu - Número de Nusselt
Pr - Número de Prandtl
Tsup
- Temperatura superficial dos tubos do trocador de calor
Tm
- Temperatura média do fluido na entrada/saída do trocador de calor
g - Aceleração gravitacional
ρ l
- Massa específica do fluido na fase líquida
ρ v
- Massa específica do fluido na fase vapor
k l
- Condutividade térmica
'
h fg
- Entalpia de vaporização modificada
Ja - Número de Jakob
cp l
- Calor específico na fase líquida
Tsat
- Temperatura de vapor saturado
∆ p
- Variação da pressão
χ - Fator de correção
Vmáx - Velocidade máxima entre os feixes de tubos
ρ - Massa específica do fluido
f - Fator de atrito
- Diâmetro externo do tubo do trocador de calor
- Distância entre eixos transversal ao escoamento
- Distância entre eixos longitudinal ao escoamento
de
ST
SL
xv

Vv
- Velocidade do vapor
µ - Viscosidade do fluido
D - Diâmetro do tubo
p - Pressão
γ - Peso específico
V - Velocidade média do escoamento no tubo
z - Altura
h L
- Perda de energia associada ao escoamento
ε /D - Grau de rugosidade
K L
- Coeficiente de descarga
WB & - Potência da bomba
kg/s - Quilograma por segundo
mmHg - Milímetros de mercúrio
kJ/kg - QuiloJoule por quilograma
kW - QuiloWatt
°F - Graus Fahrenheit
U$ - Dólar (unidade monetária americana)
R$ - Real (unidade monetária brasileira)
Tec - Temperatura na entrada do condensador
Tsc - Temperatura na saída do condensador
Tee - Temperatura na entrada do evaporador
Tse - Temperatura na saída do evaporador
m - Metro
m 2
- Metro quadrado
MWh - MegaWatts hora
kV - QuiloVolt
® - Marca registrada
ton - Toneladas
i - Taxa de juros
n - Anos de operação do equipamento
DR - Depreciação real
VRE - Valor residual estimado
xvi

VU - Vida útil do equipamento
VR n
- Valor real
l/s - Litros por segundo
Pa - Pascal
HP - Horsepower
xvii

RESUMO
O presente trabalho busca atender uma necessidade da refinaria de petróleo
Presidente Getúlio Vargas – REPAR, localizada na cidade de Araucária – PR. No
processo de refino do petróleo em torres de destilação a vácuo, é preciso promover
a remoção do vapor resultante do processo, para evitar a formação de produtos não
desejados ao final da destilação. A princípio foram estudados dois sistemas de
refrigeração para a condensação do vapor. O primeiro, o sistema de compressão de
vapor e o segundo, o sistema de refrigeração por absorção. Devido à
impossibilidade de utilização do equipamento de absorção, que não atende as
temperaturas necessárias para a condensação do vapor, somente o sistema de
compressão a vapor será explorado.
Os objetivos traçados para o estudo dos sistemas de refrigeração são o cálculo da
carga térmica, análise de viabilidade econômica, especificação dos componentes de
um sistema de refrigeração, dimensionamento de um trocador de calor e o estudo do
sistema de bombeamento de líquidos.
Após a realização dos cálculos necessários à obtenção dos resultados, foi possível
especificar o equipamento que promoverá a condensação do vapor. Utilizou-se
como base um equipamento comercial, ou seja, existente no mercado, pois esta
escolha foi mais viável diante da possibilidade de projetar um novo equipamento.
Outro ponto estudado foi toda a parte de instalação, dimensionando-se as
tubulações, o motor, a bomba e o trocador de calor.
Tendo em vista que o custo para a aquisição e instalação do sistema de refrigeração
na planta da refinaria está dentro do previsto pela REPAR e que o retorno do
investimento do equipamento selecionado ainda permite uma economia relacionada
ao custo anual da energia elétrica quando comparado aos outros equipamentos,
espera-se com a implantação deste projeto obter ganhos econômicos e ganhos de
rendimento na produção e menor desperdício de matéria-prima.
Para o desenvolvimento completo de todo o projeto especificou-se o equipamento
de refrigeração, fez-se o estudo da viabilidade econômica de consumo de energia do
mesmo e realizou-se o dimensionamento do trocador de calor e do sistema de
bombeamento a partir do estudo da planta para instalação destes.
Palavras-chave
Condensação, compressão de vapor, refino do petróleo.
xviii

1 INTRODUÇÃO
O refino do petróleo é, basicamente, um conjunto de processos físicos e
químicos que objetivam a transformação dessa matéria-prima em derivados. O
primeiro processo que o petróleo sofre em uma refinaria é a destilação atmosférica,
que consiste no fracionamento do cru, realizado em colunas de fracionamento de
dimensões variadas. O processo possui vários estágios de separação, um para cada
fração desejada.
O petróleo, proveniente dos tanques de armazenamento, é pré-aquecido e
introduzido na torre de destilação atmosférica. Os derivados deste fracionamento
são, principalmente, gás, GLP, nafta, gasolina, querosene, óleo diesel e resíduo
atmosférico (ANP, 2003). Tais frações, deverão ser tratadas, para se transformarem
em produtos finais, ou ser enviadas como matéria-prima para outros processos do
refino.
O resíduo atmosférico, fração mais pesada obtida no fundo da torre de
destilação atmosférica, após novo aquecimento, é submetido a um segundo
fracionamento, agora sob vácuo. A operação desta torre baseia-se no fato de que,
sob vácuo, os hidrocarbonetos (constituintes do petróleo) destilam a uma
temperatura inferior àquela da torre de destilação atmosférica, ou seja, as frações
não destiladas nessa última, agora deverão destilar.
Neste segundo fracionamento, são gerados gasóleo e resíduo de vácuo. As
frações da destilação a vácuo são utilizadas como cargas de outros processos de
refino que visam, principalmente, a obtenção de produtos de menor peso molecular
e maior valor agregado. Exemplos clássicos desses processos são: o craqueamento
catalítico (FCC) que emprega gasóleos de vácuos e apresenta como principais
produtos o GLP e a gasolina, e o coqueamento de resíduo de vácuo que gera GLP,
nafta e óleo diesel.
Pela parte superior da coluna de destilação a vácuo (figura 1), sob a forma
de vapor, saem as frações mais leves. Um condensador proporciona a liquefação
dessas frações, bem como do vapor d’água que é injetado na base da coluna. Essa
mistura de frações condensadas e de vapores segue, então, para um tanque de
refluxo. Da camada superior o gasóleo é bombeado, como refluxo, de volta à
1

andeja mais elevada da coluna de fracionamento, e o restante é recolhido como
produto final. O gás não condensado é retirado por meio de ejetores pela parte
superior da torre, criando assim o vácuo.
Lateralmente à coluna são retirados líquidos, em diferentes pratos. Cada um
passa por um retificador, no qual as frações mais leves são retiradas por vapor
d`água e devolvidas novamente à coluna, fica então a fração que vem a fornecer
gasóleo pesado (GOP) e gasóleo residual (GOR).
Figura 1 – Destilação a Vácuo.
Para aumentar a produção de gasóleo pesado, é necessário aumentar a
temperatura do resíduo atmosférico que entra na torre de vácuo e também injetar
vapor no forno para não haver a formação de coque.
O coque formado se deposita no interior do distribuidor de GOR e nos
elementos do recheio. Isto acontece mesmo com a torre de vácuo operando a
2

pressões reduzidas. O coque que permanece no interior dos acessórios da torre
causa problema de entupimento principalmente nos bicos aspersores do distribuidor
de GOR, de elevação de pressão nas descargas das bombas e de diminuição de
troca térmica entre o distribuidor de GOR e os vapores ascendentes.
Aumentando-se poucos graus a temperatura, se tem um aumento da
quantidade produzida de gasóleo pesado (GOP), o qual é disponível ao
craqueamento catalítico. O aumento na produção de GOP gera um importante
retorno financeiro à refinaria, pois com a mesma quantidade de alimentação se tem
maior quantidade de produtos.
O aumento desta temperatura provoca uma elevação da pressão na coluna,
visto que a pressão e a temperatura estão diretamente relacionadas. Para que não
ocorra este aumento indesejado da pressão, é necessário condensar o vapor d`água
na exaustão da torre.
Para condensar o vapor, pode-se utilizar um trocador de calor com água
gelada no topo da torre de vácuo. A água gelada pode ser produzida, por exemplo,
por um sistema de refrigeração (figura 2).
O objetivo deste sistema de condensação de vapor no topo da torre de
destilação a vácuo é evitar a substituição do sistema de ejetores já existente, os
quais foram projetados para uma mistura de vazões de gases condensados e de
vapor d`água muito menores do que para uma situação futura, onde deseja-se
aumentar esta vazão.
3

Vapor
Trocador de
Calor
Figura 2 – Esquema da utilização do sistema de refrigeração na torre de vácuo.
1.1 OBJETIVO DO TRABALHO
Equipamento de
Refrigeração
Torre de
Arrefecimento
Este trabalho tem por objetivo projetar um sistema de refrigeração capaz de
condensar o vapor d`água na exaustão da torre de destilação a vácuo da refinaria
REPAR e assim proporcionar um aumento na produção do gasóleo pesado.
Fez-se então uma busca de fabricantes que forneciam equipamentos
capazes de atender a demanda de vapor a ser condensado e também que
produzissem água gelada à temperatura necessária para esta condensação.
4

Em seguida, uma análise de viabilidade técnica e econômica foi realizada
para o sistema de refrigeração por compressão de vapor especificado.
Para promover a condensação do vapor d’água foi necessário o
dimensionamento de um trocador de calor.
A condensação é realizada pela água gelada, proveniente do equipamento
de refrigeração especificado, que será bombeada através de uma tubulação
projetada para este fim.
Como os equipamentos de refrigeração disponíveis no mercado poderão ser
empregados como solução, o principal foco do trabalho será o projeto de
dimensionamento do trocador de calor e do sistema de bombeamento.
5

2 REVISÃO DA LITERATURA
2.1 HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO
Segundo a publicação da Revista do Frio (Andrade, 2003), a prática da
refrigeração e do condicionamento de ar provavelmente existe desde os dias do
homem das cavernas. Um poeta chinês do século XI – AC descreveu a coleta e a
armazenagem de gelo natural. O resfriamento por meio de gelo e neve é
freqüentemente mencionado no decorrer da história. Antigos soberanos, com ajuda
de trabalho escravo em grande escala, mandavam trazer enormes pilhas de
neves das montanhas próximas para produzir brisas refrescantes na primavera e
para esfriar os refrescos. Foram descritos muitos dispositivos engenhosos nos quais
se usava a evaporação da água para esfriar o ar e tornar a vida mais amena.
Um grande avanço nas técnicas de refrigeração foi dado por volta do ano de 1600,
quando se descobriu que uma mistura de gelo e sal produzia temperaturas mais
baixas que o gelo, isoladamente. De certo modo, este foi o primeiro melhoramento
no setor da refrigeração. No fim do século XVI, a inventividade do homem já
produzia refrigeração no tempo e no lugar desejados. A escassez do gelo natural
nas épocas de maior calor fez nascer a idéia de sua fabricação por meios
mecânicos. Isso ocorreu na Inglaterra, no ano de 1775, onde se experimentou a
primeira fábrica de gelo acionada por grandes máquinas à base de amoníaco.
Passou também a ser adotado o uso de geladeiras que eram meros armários
dotados de isolante térmico, alimentados por grandes blocos de gelo, fornecidos
diariamente por uma central frigorífica (fábrica de gelo). Origina-se daí o nome
geladeira. Em 1834 surgiu nos Estados Unidos o primeiro sistema mecânico de
refrigeração artificial. Era uma pequena geladeira, feita com base no sistema de
compressão mecânica.
Com a invenção do microscópio no século XVIII , verificou-se a existência de
micro-organismos (micróbios-bactérias, enzimas). Mais tarde, cientistas
demonstraram que alguns desses micróbios são responsáveis pela decomposição
dos alimentos. Outros estudos provaram que a propagação dos micróbios pode ser
impedida com o resfriamento dos alimentos, que enquanto mantidos no frio,
6

permanecem conservados. A partir daí desenvolveram-se diversos sistemas de
produção do frio artificial. Depois de muita luta em sistemas falidos, a engenharia da
refrigeração recebeu uma contribuição decisiva, com a descoberta da eletricidade
por Thomas Edison. Já em 1918 surgiu o primeiro refrigerador automático movido a
eletricidade e com um pequeno motor. Quem fabricou o primeiro refrigerador em
pequena escala foi a Kelvinator Company , dos Estados Unidos.
Alguns pontos históricos podem ser destacados na evolução da refrigeração:
- Em 1805, na Filadélfia, EUA, Oliver Evans teorizou sobre uma máquina utilizando o
ar, para produzir frio.
- Em 1844, na Flórida, John Gorie, utilizou esta teoria e fez uma máquina que
resfriava o ar de um hospital; era o primeiro equipamento frigorífico e do tipo
condicionador de ar.
- Em 1857, na França, Charles Tellier, equipou um navio com um sistema frigorífico.
- Em 1915, Alfred Mellows, um americano, tinha uma pequenina fábrica de
geladeiras chamada de GUARDIAN REFRIGERATOR, que produzia geladeiras a
uma taxa de 20 unidades por ano.
- Em 1918, a General Eletric comprou esta fábrica e a batizou de Frigidaire.
Utilizando os métodos de produção de HENRY FORD, começou a produzir
geladeiras em larga escala.
- Em 1943, 85% das casas dos EUA já possuíam geladeira.
- Em 1965, a Frigidaire comemora 50 milhões de geladeiras vendidas.
- Em 1930, chegam ao Brasil as primeiras geladeiras, da Frigidaire, importadas, e
quem as possuía deixava na sala em vez de na cozinha.
- Em 1950, o Brasil começa a produzir geladeiras em larga escala.
2.2 A REFRIGERAÇÃO INDUSTRIAL
As aplicações de refrigeração (PUC-RS,2004) podem ser classificadas
dentro das seguintes categorias:
a) refrigeração doméstica;
b) refrigeração comercial;
c) refrigeração industrial;
d) refrigeração marítima e de transporte.
7

O projeto em questão está voltado para a refrigeração industrial e esta é
caracterizada pela faixa de temperatura de operação (STOECKER, 2002). No limite
inferior, as temperaturas podem atingir valores entre –60 a –70°C e 15°C, no limite
superior. Outra forma de caracterizar é através das aplicações, sendo o processo
utilizado nas indústrias químicas, de alimentos e de processos. A necessidade de
condensar vapor d’água a baixa pressão dentro da indústria petroquímica,
caracteriza o projeto como uma aplicação da refrigeração industrial.
De acordo com a definição (STOECKER, 2002), a refrigeração industrial tem
como objetivo a refrigeração de alguma substância ou meio. Isto coincide com o
objetivo do presente projeto que visa a condensação do vapor d’água de uma torre
de destilação à vácuo.
Os principais métodos de refrigeração (GOSNEY, 1982) conhecidos são:
a) compressão de vapor;
b) vapor de absorção;
c) ciclo de ar;
d) injeção de vapor;
e) termoelétrica.
A maioria das plantas, desde refrigeradores domésticos a grandes sistemas
industriais, usam o princípio de compressão de vapor. Outros sistemas são utilizados
em condições especiais. Por exemplo, o princípio de absorção é utilizado em plantas
químicas, condicionamento de ar e em alguns refrigeradores domésticos. Esta
aplicação é encontrada quando calor está disponível como fonte de energia ou
quando a potência mecânica não é suficiente.
2.3 COMPRESSÃO DE VAPOR
Os estudos do princípio de compressão de vapor (GOSNEY, 1982) iniciaram
com o arranjo que Perkins propôs em 1834 (figura 3) e foi registrado com a Patente
Britânica nº 6662. O sistema é constituído de 4 principais componentes. O fluido
refrigerante, no evaporador, está em contato térmico com a substância que desejase
resfriar e retira calor desta. O vapor que circula do evaporador para o compressor
é submetido a uma elevada pressão e descarregado para o condensador, no qual
rejeita calor para água de condensação e se liquefaz. O líquido então retorna para o
8

evaporador e reinicia o ciclo. Para promover a diferença de pressão entre o
condensador e o evaporador uma restrição conhecida por válvula de expansão é
colocada entre os componentes.
Figura 3 - Equipamento desenvolvido por Perkins, 1834. (GOSNEY, 1982)
O principal responsável por fazer o princípio de compressão operar em uma
máquina foi James Harrison, nascido na Escócia no início do século dezenove. Não
há comprovação de que Harrison conhecia o trabalho de Perkins. Em meados de
1850, ele inventou uma máquina manual de produzir gelo que utilizava éter, como
fluido refrigerante.
Outro pioneiro do sistema de compressão de vapor utilizando éter foi
Alexander Catling Twining (1801), que tinha uma máquina operando em Cleveland,
Ohio em 1856, capaz de produzir aproximadamente 900 kg de gelo em 20 horas.
O uso do éter com ponto de ebulição 34,5°C, implica em uma pressão no
evaporador abaixo da pressão atmosférica, como conseqüência havia perigo de ar
entrar no sistema proporcionando uma mistura explosiva. Do outro lado, a pressão
no condensador não era alta e não havia necessidade de uma construção robusta.
Charles Tellier introduziu o dimetil-éter, com maior pressão de vapor e ponto de
ebulição de –23,6°C, em Paris 1864, e Raoul Pictet, em Genebra, usou dióxido de
enxofre, com ponto de ebulição de –10°C, em 1874. O dimetil-éter não veio a ser
utilizado em grande escala, mas o dióxido de enxofre foi um importante refrigerante
durante, aproximadamente, 60 anos.
O maior avanço foi feito por Carl von Linden em Munique por volta de 1870
com a introdução da amônia. Esta substância tem uma pressão de vapor muito
9

maior e uma baixa temperatura de ebulição, -33,3°C. Uma pressão de 10 atmosferas
ou mais é necessária no condensador. Com a habilidade de Linden em resolver os
problemas mecânicos, desde então a amônia tem sido o mais importante
refrigerante em grandes plantas que necessitam temperaturas consideravelmente
baixas.
Os refrigerantes fluoretados derivados dos hidrocarbonetos metano e etano
vieram a ser introduzidos em resposta à necessidade de refrigerantes seguros para
uso em pequenas plantas como shoppings, hotéis e residências.
Os primeiros refrigeradores tinham um tipo de controle mais ou menos
contínuo. Para torná-los desejáveis pelas pessoas tinham que ser automáticos.
Desenvolvimentos nesta direção iniciaram por volta de 1900 e refrigeradores
domésticos entraram no mercado americano em 1917. Estas máquinas automáticas
apresentavam duas características: uma era a regulagem de abertura da válvula de
expansão que controla a vazão de refrigerante solicitada pelo compressor, e a outra
era o termostato para desligar o motor do compressor quando o espaço a refrigerar
atingia as temperaturas desejadas.
As operações automáticas foram primeiro introduzidas em sistema
pequenos, mais tarde foram estendida para sistemas maiores e atualmente é
comum que grandes plantas utilizem o controle automático.
No início dos anos 30, a então chamada construção hermética foi
introduzida. O motor e o compressor são diretamente acoplados no mesmo eixo e
montados juntos dentro do circuito de refrigeração. Este é o princípio atual dos
refrigeradores residenciais e também utilizados em equipamentos de grande porte.
2.4 ABSORÇÃO
O método alternativo de remover vapor da superfície de um líquido em
ebulição é absorver este por alguma substância com a qual o vapor reage
quimicamente (GOSNEY, 1982). Por exemplo, o vapor d’água é rapidamente
absorvido pelo ácido sulfúrico, e esta foi a base do método de Sir John Leslie que
fez gelo artificialmente em 1810. Ele utilizou vasos, um contendo água e o outro
contendo bastante ácido sulfúrico, que depositado na parte inferior do vaso de metal
10

era então evacuado por uma bomba. Com o tempo uma camada de gelo se formou
na superfície da água.
No experimento de Leslie o vapor d’água formado foi absorvido pelo ácido
sulfúrico tanto que a atmosfera dentro do vaso de metal ficou seca. Está claro que se
o gelo se formou a partir do ácido, este pode manter uma baixa pressão parcial de
vapor d’água dentro do vaso, o qual é menor que a pressão de vapor saturado da
água a 0°C.
O método de Leslie se tornou a base de máquinas comerciais para fazer
pequena quantidade de gelo para resfriar vinho, alguns dos quais estão em uso
atualmente. Em 1878, Windhausen projetou uma máquina e obteve sucesso, mas
esta não tornou-se popular. Esta foi utilizada para a fabricação de gelo por
evaporação e também para produção de água gelada. Neste sistema, a água atua
como refrigerante e o ácido sulfúrico é chamado de absorvente.
A mais importante versão do sistema de absorção apareceu em 1859: o
sistema contínuo água-amônia inventado por Ferdinand Carré em 1860 (figura 4),
com amônia como refrigerante e água como absorvente.
Figura 4 - Equipamento desenvolvido por Carré, 1860. (GOSNEY, 1982)
É conhecido que a água é um poderoso absorvente para vapor de amônia, e
se um evaporador é colocado em comunicação com um vaso através do qual água
está fluindo, amônia é absorvida e a pressão de vapor é reduzida. A solução de
11

amônia formada no absorvedor é bombeada para uma maior pressão e evapora, no
qual o ponto de vapor da amônia é atingido e pode ser condensado.
Os primeiros sistemas de absorção comparados aos sistemas de
compressão de vapor tinham em comum o condensador, a válvula de expansão e o
evaporador. O compressor, contudo, foi substituído pela combinação do absorvedor,
bomba de solução, trocador de calor, gerador e a válvula de líquido. Este grupo de
componentes succiona vapor do evaporador e entrega o vapor a alta pressão no
condensador, exatamente como o compressor faz.
Outra forma do sistema de absorção, usando água como refrigerante e uma
solução de brometo de lítio e água como absorvente, é uma descendente direta do
método de Windhausen, e trabalha exatamente da mesma forma. O ácido sulfúrico
começou a ser substituído por esta poderosa solução de brometo de lítio. O sistema
é muito usado para produzir água gelada para sistemas de condicionamento de ar.
Na sua concepção mais simples a máquina de absorção consiste num
evaporador, um condensador, um absorvedor, um gerador e uma bomba de solução
(TRIGEMED, 2004).
Em um chiller do ciclo de absorção (figura 5), a compressão do vapor do
refrigerante é efetuada pelo absorvedor, pela bomba de solução e pelo gerador em
combinação, em vez do compressor mecânico de vapor. O vapor gerado no
evaporador é absorvido por um líquido absorvente no absorvedor. O absorvente que
retirou o refrigerante, mais diluído por essa ação, é bombeado para o gerador onde
o refrigerante é libertado como vapor, o qual será condensado no condensador. O
absorvente regenerado ou mais concentrado é então devolvido ao absorvedor para
captar de novo vapor de refrigerante. Calor é fornecido ao gerador a uma
temperatura relativamente elevada, ao passo que o calor de absorção da seção do
absorvedor é dissipado, a um nível de temperatura relativamente baixo, por
circulação de água.
12

Figura 5 - Ciclo de Absorção. (TRIGEMED)
O desempenho destes equipamentos é definida pela razão entre a
capacidade de refrigeração útil e a energia térmica fornecida à máquina - o chamado
Coeficiente de Performance (COP). Os chillers de único estágio têm COPs por volta
de 0,7; os chillers de duplo estágio têm COPs por volta de 1,1. Isto significa que a
torre de arrefecimento necessária para um chiller de duplo estágio é menor (cerca de
40%) do que a necessária para um chiller de único estágio. A complexidade dos
chillers de duplo estágio aumenta o seu custo quando comparado ao de único
estágio. Os chillers de absorção de duplo estágio apresentam capacidades na faixa
de 400 a 1.000 TR. Todas as máquinas de ciclo de absorção comercialmente
disponíveis dissipam calor para um circuito de uma torre de arrefecimento. Na
maioria dos casos as temperaturas do circuito da torre de arrefecimento variam entre
32°C e 37 ºC.
A maior parte dos equipamentos baseado no par água-brometo de lítio é
concebido para aplicações de arrefecimento de ar. Uma tonelada de refrigeração
(TR) corresponde à 3517 W de produção de frio. A maioria dos fabricantes coloca no
mercado máquinas de 100 TR a 1500 TR, isto é, entre 352 kW e 5276 kW. Estas
podem ser acionadas por vapor a uma pressão variável entre 135 e 205 kPa, o que
corresponde a vapor a uma temperatura entre 110 e 120 ºC. Alternativamente,
podem ser acionadas com água quente entre 115 e 150 ºC a uma pressão máxima
de 9 bar. O Coeficiente de Performance situa-se na faixa de 0,6-0,7. O consumo de
13

vapor num chiller de único estágio é aproximadamente 2,3 kg/h por kW. O calor
necessário de água quente encontra-se na faixa de 30 a 72 kg/h por kW,
dependendo da queda de temperatura admissível.
As máquinas de duplo estágio apresentam aproximadamente a mesma faixa
de capacidades das máquinas de único estágio. O vapor aparece como o meio
preferencial de acionamento das máquinas. O vapor deve estar entre 1100 a 1200
kPa, o que corresponde a temperaturas na faixa dos 175 a 185 ºC. Segundo
informação recolhida, é também possível acionar uma máquina de duplo estágio
com água quente, devendo a temperatura situar-se entre 155 e 205 ºC. O
Coeficiente de Performance em qualquer dos casos pode variar entre 0,9 e 1,2. O
consumo de vapor de uma máquina de duplo estágio é de cerca de 1,4 kg/h por kW.
Os chillers que operam com amônia-água são concebidos principalmente
para aplicações industriais de refrigeração, como por exemplo congelamento de
alimentos ou refrigeração de processo, com temperaturas de evaporação tão baixas
quanto -60ºC. Este tipo de máquina é preferível ser utilizado quando se trabalha com
temperaturas próximas ou abaixo de 0ºC, uma vez que as unidades de águabrometo
de lítio não podem operar nesta faixa de temperaturas. A temperatura de
alimentação do vapor para acionar a unidade depende da temperatura de
refrigeração a ser obtida.
Figura 6 – Variação do COP de absorção em função da temperatura de evaporação.
(TRIGEMED)
14

A figura 6 ilustra a variação do coeficiente de performance (COP) de um
chiller de absorção amônia-água de único estágio, em função da temperatura de
evaporação e da temperatura da água de arrefecimento. As faixas coloridas
referem-se às faixas de temperatura da água de arrefecimento.
Os custos das máquinas amômia-água estão por volta de U$1500 a U$2200 por
tonelada de refrigeração de capacidade. Se as relações do diagrama foram
extrapoladas, pode-se concluir que é esperado um COP superior a 0,6.
Quando comparados os ciclos de amônia-água e o de água-brometo de lítio de
único estágio, pode-se esperar, um desempenho, um consumo de energia térmica e
os requisitos de temperatura como sendo praticamente os mesmos.
2.5 FLUIDOS REFRIGERANTES
O fluido de trabalho em um sistema de refrigeração é denominado
refrigerante. Há uma grande variedade de compostos que podem ser utilizados
como refrigerantes. Os refrigerantes mais comuns são os hidrocarbonetos
fluoretados, porém outras substâncias em grande número também funcionam como
refrigerantes, incluindo muitos compostos inorgânicos e hidrocarbonetos (PUC-RS,
2004).
A classificação dos refrigerantes (STOECKER, 2002), de forma geral,
apresenta-se nas seguintes categorias:
a) Hidrocarbonetos halogenados;
b) Misturas não azeotrópicas;
c) Misturas azeotrópicas;
d) Compostos orgânicos;
e) Compostos inorgânicos.
Os hidrocarbonetos halogenados são substâncias que contém um ou mais
átomos halógenos: cloro, flúor e bromo. Sua designação por números (ASHRAE,
1992), sendo o primeiro algarismo da direita, o número de átomo de flúor na
molécula, o segundo algarismo, o número de átomo de hidrogênio somado 1, o
terceiro algarismo o número de átomos de carbono diminuído 1. De maneira
opcional, o quarto algarismo a partir da direita é utilizado para designar compostos
derivados de hidrocarbonetos não saturados.
15

A série 400 é reservada para as misturas não azeotrópicas que são
definidas de acordo com o seu comportamento durante a mudança de fase. Estas
substâncias são caracterizadas pela mudança de temperatura durante a mudança
de fase a pressão constante. Além disso, as composições das fases líquido e vapor,
são distintas. A série 500 designa as misturas azeotrópicas que comporta-se como
uma substância pura, isto é, durante a mudança de fase a pressão constante, a
temperatura permanece constante. A série 600 designa os compostos orgânicos e a
série 700 os compostos inorgânicos, nos quais encontram-se a amônia e a água.
Um bom fluido refrigerante (PUC-RS, 2004) deve apresentar como
propriedades termodinâmicas: pressões de operação baixas o suficiente para utilizar
tubulações finas; pressões acima da pressão atmosférica para evitar a entrada de ar
nos sistema quando ocorrer vazamentos; e baixa temperatura de evaporação. Além
disso, suas propriedades devem proporcionar elevada eficiência de refrigeração e
baixa potência por tonelada de refrigeração.
Em relação às propriedades físicas e químicas, o fluido refrigerante não
deve ser tóxico, não ser explosivo, não ser corrosivo, não produzir danos aos
produtos armazenados em caso de vazamento, deve possuir baixa viscosidade, alta
condutividade térmica, boa estabilidade química para não se decompor em altas
temperaturas e baixo custo.
Em relação ao meio ambiente, estudos revelaram que o cloro de
hidrocarbonetos halogenados liberados para o meio ambiente destroem a camada
de ozônio da estratosfera. A redução desta camada permite que mais radiação
ultravioleta atinja a terra, podendo causar câncer de pele. Para caracterizar o nível
da ação dos fluidos refrigerantes sobre o meio ambiente foram introduzidos dois
índices: OPD – Ozone Depleting Potential e GWP – Global Warming Potential. O
ODP quantifica o potencial de destruição da camada de ozônio que um composto
apresenta em relação ao R11, ao qual se atribui valor 1. O GWP indica o potencial
do refrigerante promover o efeito estufa. Este índice é o resultado de dois efeitos: um
direto, causado pela presença física do composto na atmosfera, e outro indireto,
resultante da emissão de CO2 pela queima de um combustível fóssil para produzir a
energia elétrica utilizada no acionamento da instalação que opera com o
refrigerante.
16

Na indústria fabricante de equipamentos de refrigeração, os refrigerantes, na
grande maioria, utilizados são os HFC 134a e HCFC 123 (tabela 1). Os refrigerantes
HFC apresentam índice ODP zero e por isto, não são nocivos à camada de ozônio,
enquanto os refrigerantes HCFC, a partir de 2020 ( HITACHI ® , 2001), estão
proibidos de serem fabricados e utilizados em novos equipamentos, por
apresentarem efeitos nocivos a camada de ozônio.
TABELA 1 – ÍNDICES ODP E GWP
Família: Hidrocarbonetos halogenados
Nº Nome Composição Química ODP GWP
11 Tricloromonofluormetano CCl3F (CFC) 1 1
12 Biclorobifluormetano CCl2F2 (CFC) 1 3,20
13 Monoclorotrifluormetano CClF3 (CFC)
22 Hidrobicloromonofluormetano CHCl2F (HCFC) 0,05 0,34
23 Hidrotrifluormetano CHF3 (HFC) 0 N/d
32 Bihidrobifluormetano CH2F2 (HFC) 0 0,12
123 Hidrobiclorobifluoretano C2HCl2F3 (HCFC) 0,02 0,02
125 Hidropentafluoretano C2HF5 (HFC) 0 0,84
134a Bihidrotetrafluoretano C2H2F4 (HFC) 0 0,28
152a Tetrahidrobifluoretano C2H4F2 (HFC) 0 0,03
Fonte: STOECKER, 2002
2.6 EQUIPAMENTOS DE REFRIGERAÇÃO – “CHILLERS”
Numa central de água gelada, tipicamente pode-se encontrar: unidades
resfriadoras, bombas de água gelada no sistema primário, bombas no sistema
secundário, bombas de água de condensação e torres de resfriamento ou
arrefecimento (CABANO, 2004).
Estes equipamentos, mais conhecidos como resfriadores de líquidos,
quando usados para fins de condicionamento do ar utilizam a água como fluido
17

intermediário. Esta água, devidamente resfriada (±7ºC) é levada para as Unidades
Condicionadoras (Fan Coils).
Os resfriadores de líquido são produzidos numa larga faixa de capacidades:
a) desde 20 até 220 TR quando utilizam compressores alternativos;
b) desde 80 até 2.500 TR quando utilizam compressores centrífugos;
c) desde 100 até 1500 TR quando utilizam o princípio de absorção.
Figura 7 - Chiller Centrifugo – cortesia Mcquay ® .
Figura 8 - Chiller de Absorção – cortesia Mcquay ® .
18

Estes sistemas podem utilizar tanto condensação a ar quanto a água. Estes
sistemas, são sem dúvida, os que impõem uma maior complexidade de fabricação
ao conjunto.
Pelas suas características, o sistema inclui diversas vantagens, entre as
quais pode-se citar:
a) economia de custos de operação;
b) menor potência instalada;
c) controle preciso dos ambientes climatizado;
d) alta eficiência em cargas parciais;
e) menor área ocupada pela centralização do equipamento em um
único local;
f) facilidade de manutenção;
g) alto desempenho.
Apresentam como desvantagens:
a) custo elevado de implantação;
b) utilização de equipamentos adicionais, tais como caldeira ou
resistências elétricas, no caso de necessitar de aquecimento;
c) maior complexidade do sistema em relação a fabricação e
operação.
A seleção e o projeto de um sistema de água gelada está
predominantemente vinculada à atuação das empresas de projetos de sistemas de
ar condicionado central. Da mesma forma, a sua instalação é sempre feita por
instaladores qualificados e muitas vezes especializados neste tipo de obra. A
otimização do processo de seleção está associada ao uso de programas de
computador.
Os resfriadores ou "Chillers" são instalados em casas de máquinas
especialmente concebidas para esta finalidade, incluindo os sistemas de distribuição
de água gelada, bombas de recalque, painéis elétricos de segurança e controle e
sistema de água de condensação para equipamentos com condensação a água.
Estes equipamentos atendem uma parcela das obras de médio porte e a
quase totalidade das obras de grande porte.
A complexidade e o custo inicial são amplamente justificado pelas diversas
vantagens mencionadas anteriormente.
19

2.7 TROCADORES DE CALOR
Trocadores de calor são equipamentos utilizados para transferir energia
térmica entre duas correntes de fluidos. Os trocadores de calor são encontrados
usualmente em instalações de condicionamento de ar, nas indústrias químicas, de
alimentos, de petróleo, entre muitas outras.
Pode-se classificar os trocadores de calor de acordo com o seguinte critério
(KAKAÇ, 1997):
a) recuperadores e regeneradores;
b) processo de transferência de calor;
c) tipos de construção;
d) mecanismos de transferência de calor;
e) arranjo do escoamento.
2.7.1 Recuperadores e Regeneradores
Os trocadores de calor convencionais são denominados recuperadores
quando há um fluxo contínuo de calor do fluido quente para o fluido frio através de
uma parede que os separa. Trocadores tipo bitubular e casco - tubo são exemplos
de recuperadores.
Nos regeneradores, a transferência de calor é devido à passagem alternada
dos fluxos pela mesma matriz de armazenamento. O fluido quente ao passar pela
matriz armazena energia térmica que será extraída da mesma pela passagem do
fluido frio. Assim, a energia térmica não é transferida através de uma parede como
no caso dos recuperadores.
2.7.2 Processos de Transferência de Calor
De acordo com o processo de transferência, os trocadores de calor podem
ser classificados como de contato direto ou indireto.
Em trocadores de calor de contato direto, a transferência de calor entre os
fluidos quente e frio se dá pelo contato direto entre estes fluidos. Entre as correntes
fria e quente não há uma parede de separação e a transferência ocorre através da
20

interface entre as duas correntes. Neste tipo de transferência de calor as correntes
podem ser dois líquidos, um líquido e um gás, ou uma combinação de partículas
sólidas e um fluido. Um exemplo para este tipo de trocador é a torre de resfriamento,
na qual uma corrente de ar ascendente resfria a água previamente borrifada pelo
topo da torre. É muito comum, nestes tipos de trocadores, que ocorra, além da
transferência de calor, transferência de massa.
Em trocadores de calor de contato indireto, os fluidos permanecem
separados e a transferência de calor ocorre de forma contínua através de uma
parede. Estes trocadores podem ainda ser subdivididos em trocadores de
transferência direta e de armazenamento. Nos trocadores de transferência direta,
não há mistura entre os fluidos quente e frio, pois cada corrente permanece em
passagens separadas. Exemplos deste tipo de trocador são os bitubular e casco -
tubo. Nos trocadores de armazenamento, ambos os fluidos, quente e frio, percorrem
alternadamente as mesmas passagens de troca de calor. A superfície para esta
transferência de calor, geralmente, é uma estrutura chamada matriz. Em caso de
aquecimento, o fluido quente percorre a superfície de transferência de calor e a
energia térmica fica então armazenada na matriz. Quando o fluido frio percorrer o
mesmo caminho, ele é aquecido pela energia térmica que ficou armazenada na
matriz. Este trocador é chamado de regenerador, ilustrado na figura 9.
21

2.7.3 Tipos de Construção
Figura 9 – Trocador de calor de armazenamento.
Os grupos principais dentro desta classificação são os trocadores tipo
tubular, de placas e de superfícies estendidas.
2.7.3.1 Trocadores de calor tubulares
São construídos geralmente com tubos circulares, onde um dos fluidos
passa por dentro do tubo e o outro, por fora deste. Podem ser classificados em
bitubular, casco - tubo, e espiral.
O trocador de calor bitubular (figura 10) consiste em dois tubos concêntricos,
onde um dos fluidos escoa pelo tubo interno e o outro pela parte anular entre os
tubos. Este trocador é geralmente usado em aplicações de pequenas capacidades.
Esta configuração também é adequada quando um ou ambos fluidos estão a alta
pressão. A maior desvantagem é que estes trocadores são volumosos e possuem
um custo elevado por unidade de área de transferência de calor.
22

Figura 10 – Trocador de calor bitubular.
Os trocadores de calor tipo casco tubo (figura 11) são muito versáteis, por
serem fabricados com uma variedade de tamanho e material. Além disso, são muito
utilizados em processos industriais. Neste tipo de trocadores de calor, um certo
número de tubos está envolto por uma carcaça. Os tubos, geralmente, são
circulares, montados dentro de uma casca cilíndrica, e alinhados com o eixo da
carcaça. Estes trocadores são muito utilizados como resfriadores de óleo,
condensadores, evaporadores e geradores de vapor em usinas nucleares. Nestes
trocadores, um dos fluidos passa pelo interior dos tubos e o outro pelo espaço entre
a carcaça e os tubos. Uma variedade grande destes trocadores estão disponíveis
para atender critérios como, transferência de calor desejada, queda de pressão e
mínima tensão térmica. Uma subclassificação dos trocadores de casco - tubo está
relacionada ao número de vezes que o fluido passa através do trocador. Desta
maneira, há um aumento da taxa de transferência de calor e, conseqüentemente,
redução do tamanho do equipamento. Trocadores de casco - tubo são os mais
utilizados para quaisquer capacidades e condições operacionais, tais como pressões
e temperaturas elevadas, atmosferas corrosivas, fluidos muito viscosos, entre outras.
23

Figura 11 – Trocador de calor casco – tubo.
O trocador de calor em serpentina consiste em tubos circulares ordenados
em uma carcaça. Um dos fluidos passa pela carcaça e o outro pela serpentina,
conforme ilustra a figura 12. A transferência de calor neste caso é mais elevada do
que quando comparada a um trocador bitubular. Em se tratando de serpentinas,
uma grande superfície pode ser acomodada em um determinado espaço.
Figura 12 – Trocador de calor em serpentina.
24

2.7.3.2 Trocadores de calor tipo placa
Como mostra a figura 13, estes tipos de trocadores, normalmente, são
construídos com placas planas, lisas ou com alguma forma de ondulações.
Geralmente, estes trocadores não podem suportar pressões muito altas, quando
comparados aos trocadores tubulares equivalentes.
Figura 13 – Trocador de calor tipo placa. (KAKAÇ, 1997)
2.7.3.3 Trocadores de calor com superfície estendida
Trocadores de calor com superfícies estendidas possuem uma grande área
de troca térmica. Sua utilização é válida quando pelo menos um dos fluidos é um
gás, pois o coeficiente de transferência de calor do lado do gás é muito menor que
aquele do lado do líquido. Então, superfícies aletadas são usadas no lado do gás
para aumentar a área de transferência de calor. Aletas são largamente utilizadas em
trocadores gás-gás e gás-líquido, pois há necessidade de se ter um trocador de
calor compacto. Os tipos mais comuns de trocadores de calor com superfície
estendida são os de placas aletadas e de tubos aletados.
25

Trocadores de calor com placas aletadas são principalmente utilizados para
aplicações gás-gás. Nestes trocadores, as correntes são separadas por planos
achatados preenchidos com aletas onduladas. Estas unidades são muito compactas
e têm uma área de transferência de calor por unidade de volume por volta de 2000
m 2 /m 3 . Estes tipos de trocadores de calor são usados em turbinas a gás,
refrigeração, aquecimento, ventilação, condicionamento de ar e em indústrias
químicas.
Trocadores de calor com tubos aletados são usados para trocadores de
calor gás-líquido. O coeficiente de transferência de calor para o gás é geralmente
muito menor do que para o líquido e, portanto, aletas são colocadas do lado do gás.
Este trocador de calor consiste de um feixe de tubos envolvidos por aletas.
Trocadores de calor com tubos aletados são comumente utilizados em aquecimento,
ventilação, refrigeração e sistemas de condicionamento de ar.
Outra configuração de aletas é colocá-las no interior de tubos, cuja aplicação
é útil para os condensadores e evaporadores dos sistemas de refrigeração.
2.7.4 Mecanismos de Transferência de Calor
Outra classificação para os trocadores, baseia-se no mecanismo de
transferência de calor:
a) convecção de única fase em ambos os lados;
b) convecção de única fase em um lado, e de duas fases no outro lado;
c) convecção de duas fases em ambos os lados.
Observa-se na figura 14 que o fluido A está evaporando, devido ao calor
recebido do fluido B. Por outro lado, na figura 15, o fluido A está condensando pela
liberação de calor transferida para o fluido B.
Figura 14 – Evaporação. (KAKAÇ, 1997)
26

2.7.5 Arranjo de Escoamento
Figura 15 – Condensação. (KAKAÇ, 1997)
O arranjo de escoamento é a maneira como os fluidos passam pelo trocador
de calor. Há três configurações básicas que classificam estes trocadores:
a) fluxo com escoamento em paralelo;
b) fluxo com escoamento em contra corrente;
c) fluxo com escoamento cruzado.
Trocadores de calor com fluxo paralelo são ilustrados na figura 16. As
correntes entram no mesmo sentido, seguem a mesma direção e deixam o trocador.
Figura 16 – Trocador de calor com fluxo em paralelo.
Nos trocadores de calor com escoamento em contra corrente, as correntes
entram por lados opostos e percorrem o trocador em sentidos contrários (figura 17).
Assim, a diferença de temperatura entre os fluidos é mais uniforme, ao longo do
trocador, do que o é para qualquer outro padrão de escoamento. Por esta razão, o
trocador de calor operando em contra corrente é termodinamicamente mais eficiente
do que um trocador, operando em corrente paralela.
27

Figura 17 – Trocador de calor em contra corrente.
Trocadores com escoamento cruzado, onde um fluido escoa
perpendicularmente ao outro, podem ser com e sem aletas. Essas configurações
diferem pelo fato de o fluido que escoa pelo lado externo dos tubos se encontrar
misturado, ou não. No caso do fluido encontrar-se não misturado, os trocadores de
calor são aletados. Assim, as aletas impedem o movimento na direção transversal à
direção do escoamento principal. Já para o caso sem aletas, a movimentação do
fluido na direção transversal é possível. Como o escoamento no interior dos tubos é
não misturado, em trocadores aletados, os dois fluidos são não misturados,
enquanto que em trocadores não aletados, um fluido é misturado e o outro não
(figura 18).
(a) (b)
Figura 18 – Trocador de calor com escoamento cruzado com tubos (a) aletados e (b) não
aletados. (INCROPERA, 1998)
28

2.8 TUBULAÇÕES INDUSTRIAIS
Tubos são condutos fechados, destinados principalmente ao transporte de
fluidos. Exceto em alguns casos raros, todos os tubos são de seção circular,
apresentando-se como “cilindros ocos”. A grande maioria dos tubos funciona como
condutos forçados, isto é, sem superfície livre, com o fluido tomando toda área da
seção transversal. Fazem exceção apenas as tubulações de esgoto e, às vezes, as
de águas, que trabalham com superfície livre, como canais.
Chama-se tubulação um conjunto de tubos e seus diversos acessórios. A
necessidade da existência dos tubos decorre, principalmente, do fato do ponto de
geração ou de armazenagem dos fluidos estar distante do seu ponto de utilização.
Usam-se tubos para o transporte de todos os tipos de fluidos conhecidos:
líquidos, gasosos, materiais pastosos e fluidos com sólidos em suspensão, em toda
a faixa de variação de pressões e temperaturas usuais na indústria; desde o vácuo
absoluto até cerca de 6.000 kg/cm 2 e desde próximo do zero absoluto até as
temperaturas dos metais em fusão.
O emprego de tubulações pelo homem antecede provavelmente a história
escrita. Foram descobertos vestígios ou redes completas de tubulações nas ruínas
da Babilônia, da China antiga, de Pompéia e em muitas outras cidades da Idade
Antiga. Os primeiros tubos metálicos foram feitos de chumbo, séculos antes da Era
Cristã. No século XVII, começaram a aparecer os tubos de ferro fundido para água,
havendo tubulações desse tempo ainda em funcionamento como, por exemplo, as
instalações para as fontes do jardim do Palácio de Versalhes, na França. Os tubos
de aço, que hoje dominam largamente quase todos os campos de aplicação
industrial, são de desenvolvimento relativamente recente, datando de 1825 o
primeiro tubo de aço, fabricado na Inglaterra. Só em 1886, com a primeira patente
dos irmão Mannesmann, do “laminador oblíquo”, foi possível produzir
economicamente tubos de aço sem costura. Nesta época, os tubos de aço eram
necessários, principalmente, para resistir às pressões cada vez mais altas das
tubulações de vapor.
A importância dos tubos na indústria é enorme, sendo um dos componentes
industriais de uso mais generalizado. O valor da tubulação representa, em média, 50
29

a 70% do valor de todos os equipamentos de uma indústria de processamento e 15
a 20% do custo total da instalação (TELLES, 1981).
Na prática, chamam-se geralmente de tubos apenas os condutos rígidos. Os
condutos flexíveis, às vezes, chamados de “tubos flexíveis”, são mais conhecidos
por mangueiras ou mangotes.
Na nomenclatura americana, os tubos são chamados de “pipe” ou de “tube”.
Entre estes dois termos não há uma distinção muito rígida. De um modo geral, o
termo “pipe” é usado para os tubos cuja a função é propriamente de conduzir fluidos,
enquanto que o termo “tube” emprega-se para os tubos destinados primordialmente
a outras funções, tais como trocar calor (tubos de caldeiras, de trocadores de calor,
etc.), conduzir sinais (tubos de instrumentação), funcionar como vigas ou como
elementos estruturais.
Segundo TELLES (1981, p.2), A “Comisión Pan-Americana de Normas
Tecnicas – COPANT” recomendou que se chame de “tubos de condução” os tubos
destinados ao transporte de fluidos, e que se chame simplesmente de “tubos” os que
se destinam primordialmente a qualquer outra finalidade.
Outra nomenclatura é apresentada por MUNSON (1997, p.413). Este autor
diferencia as designações tubos e dutos. A expressão tubo é utilizada quando a
seção transversal é circular, como já mencionado anteriormente, enquanto a
expressão duto é utilizada quando a seção transversal não for circular.
A grande maioria das tubulações utilizadas para transportar fluidos
apresentam seção transversal circular. Normalmente, as tubulações de água e
mangueiras hidráulicas apresentam seção transversal circular e são projetados para
suportar uma diferença de pressão considerável (diferença entre a pressão no fluido
e aquela no ambiente onde está localizada a tubulação) sem se deformar. De outro
lado, os dutos utilizados nos sistemas para o condicionamento de ambientes
(aquecimento ou resfriamento) normalmente apresentam seções transversais
retangulares. Isto é possível porque a pressão relativa do fluido que escoa nestes
dutos é relativamente pequena.
30

2.8.1 Materiais para Fabricação de Tubos
Os materiais empregados na fabricação de tubos são apresentados por
TELLES (1981) e segundo este autor, “só a A.S.T.M (American Society for Testing
and Materials) especifica mais de 500 tipos diferentes de materiais”. A figura 19
apresenta um resumo dos principais materiais.
Tubos metálicos
Tubos não metálicos
Ferrosos
Não Ferrosos
Materiais plásticos
Aços-carbono
Aços-liga
Aços inoxidáveis
Ferro fundido
Ferro forjado
Ferros ligados
Ferro nodular
Cobre
Latões
Cupro-níquel
Alumínio
Níquel e ligas
Metal monel
Chumbo
Titânio, Zircônio
Cimento-amianto (transite)
Concreto armado
Barro vidrado
Borrachas
Vidro
Cerâmica, porcelana
Cloreto de poli-vinil (PVC)
Polietileno
Acrílicos
Acetato de celulose
Epoxi
Poliésteres
Fenólicos
Figura 19 – Resumo dos principais materiais de tubos.
31

A escolha do material adequado para uma determinada aplicação é sempre
um problema complexo, cuja solução depende principalmente da pressão,
temperatura de trabalho, do fluido conduzido (aspectos de corrosão e
contaminação), do custo, do grau de segurança necessário, das sobrecargas
externas, e também, em certos casos, da resistência ao escoamento (perda de
carga).
2.8.1.1 Tubos de aço-carbono
O aço-carbono é denominado “material de uso geral” em tubulações
industriais, segundo TELLES (1981, p.11), devido ao seu baixo custo, excelentes
qualidades mecânicas e facilidade de solda e de conformação. Em indústrias de
processamento, mais de 80% dos tubos são de aço-carbono, que é usado para água
doce, vapor de baixa pressão, condensado, ar comprimido, óleos, gases e muitos
outros fluidos pouco corrosivos, em temperaturas a partir de -40°C.
Tubos de aço-carbono podem ser galvanizados, ou seja, revestidos
internamente e externamente com zinco depositado à quente, com a finalidade de
dar maior resistência à corrosão.
Não é recomendado o uso de aço-carbono para tubos trabalhando
permanentemente a mais de 450°C, pois a exposição prolongada a temperaturas
superiores a esta pode causar a precipitação de carbono (grafitização), que torna o
material quebradiço. Também ocorre a redução da resistência mecânica devido,
principalmente, ao fenômeno de deformações permanentes por fluência, que
começa a ser observado a partir de 370°C.
O aço-carbono pode ser utilizado em tubulações que operam a temperaturas
de até 550°C, desde que sejam expostos a esta por um período de curta duração e
não coincidam com grandes esforços mecânicos.
Em temperaturas muito baixas, o aço-carbono apresenta um comportamento
quebradiço, estando sujeito a fraturas repentinas. Esse efeito é melhorado quando o
aço é de baixo carbono e normalizado para obtenção de uma granulação fina. Por
esse motivo, os aços para trabalho em temperaturas inferiores a 0°C devem ser
acalmados, com o máximo de 0,3% de carbono, e normalizados para uma
32

granulação fina. Em todos os tubos operando nessa faixa de temperatura deve-se
exigir o ensaio de impacto “Charpy” para verificação da sua ductilidade. A
temperatura mínima limite para uso desses aços-carbono pela norma ANSI B.31 é
de -50°C, embora raramente sejam empregados em temperaturas abaixo de -40°C.
2.8.1.2 Aços-liga e aços inoxidáveis
Os aços que possuem qualquer quantidade de outros elementos, que não
seja Fe-C, são chamados de aços-liga. A quantidade total de elementos de liga
distinguem os aços de baixa liga, com até 5% de elementos de liga, os aços de liga
intermediária, contendo entre 5% e 10%, e os aços de alta liga, com mais de 10% de
elementos de liga.
Quanto aos aços inoxidáveis, para receber esta denominação é necessário
que o aço contenha 12% de cromo. Este elemento aumenta a proteção contra a
corrosão, mesmo em exposição prolongada a uma atmosfera normal.
Todos os tubos de aço-liga são mais caros do que os de aço-carbono, sendo
de um modo geral o custo proporcional à quantidade de elementos de liga. Além
disso, a montagem e soldagem desses tubos é também mais difícil e mais cara.
Os principais casos em que se justifica o emprego dos aços especiais,
segundo TELLES (1981, p.16), são os seguintes:
a) altas temperaturas – temperaturas acima dos limites de uso dos açoscarbono,
ou mesmo abaixo desse limites, quando for exigida grande
resistência mecânica, resistência à fluência ou resistência à corrosão;
b) baixas temperaturas – temperaturas inferiores a -40°C;
c) alta corrosão – aços-liga e aços inoxidáveis, na maioria das aplicações
são mais resistentes à corrosão e à erosão. Entretanto, existem
exceções como é o caso da água salgada, que destrói os aços especiais
tão rapidamente quanto os aços-carbono;
d) necessidade de não contaminação – serviços para os quais não se
possa admitir contaminação do fluido circulante (produtos alimentares e
farmacêuticos). Os resíduos da corrosão são carregados pela corrente
do fluido e podem contaminá-lo;
33

e) segurança – fluidos perigosos (muito quentes, inflamáveis, tóxicos,
explosivos e outros), exigem máxima segurança contra vazamentos e
acidentes.
2.8.1.3 Tubos de ferro fundido e de ferro forjado
Tubos de ferro fundido são usados para água, gás, água salgada e esgoto,
em serviços de baixa pressão, temperatura ambiente, e onde não ocorram grandes
esforços mecânicos. Esses tubos tem boa resistência à corrosão, principalmente à
corrosão do solo. Os tubos fabricados no Brasil são testados para pressões de até
2940 kPa.
Os tubos de ferro forjado são conhecidos no comércio como “tubos de ferro
galvanizado”. Estes tubos são empregados em tubulações industriais secundárias,
de baixa pressão e temperatura, para água, ar comprimido, condensado, etc. O ferro
forjado tem baixa resistência mecânica e boa resistência à corrosão, equivalente à
do ferro fundido e bem melhor do que a do aço-carbono.
A norma ANSI B.31, apenas permite o uso de tubos de ferro fundido e de
ferro forjado para vapor ou para hidrocarbonetos e outros fluidos inflamáveis para
serviços até 150°C e 2647 kPa fora das unidades de processamento, e até 980 kPa
quando dentro das unidades. A mesma proíbe o uso destes tubos para fluidos
tóxicos em qualquer condição, bem como para serviços em temperaturas inferiores a
0°C.
2.8.1.4 Tubos de metais não-ferrosos
Comparando-se os metais não-ferrosos com o aço-carbono, os primeiros
possuem melhor resistência à corrosão e preço mais elevado. A maioria desses
metais tem menor resistência mecânica e menor resistência às altas temperaturas,
apresentando, entretanto, melhor comportamento em baixas temperaturas. Devido
ao alto custo, os tubos fabricados com metais não-ferrosos são pouco usados.
34

2.8.1.4.1 Cobre e suas ligas
Possui excelente resistência à oxidação e ao ataque da atmosfera, da água
(inclusive água salgada), dos álcalis, dos ácidos diluídos, de muitos compostos
orgânicos, e de numerosos outros fluidos corrosivos. As ligas de cobre estão sujeitas
a severo efeito de corrosão sob-tensão quando em contato com amônia, aminas e
outros compostos nitrados. Todos esses materiais podem ser empregados em
serviço contínuo desde -180°C até 200°C.
A alta condutividade térmica do cobre e do latão faz com que estes materiais
sejam empregados em serpentinas, feixes tubulares de trocadores de calor,
condensadores e como tubos de aquecimento e de refrigeração. Em diâmetros
pequenos, de até 0,05 m (2 polegadas), podem ser empregados para água, ar
comprimido, óleos, vapor de baixa pressão e para transmissão de sinais de
instrumentação.
2.8.1.4.2 Alumínio e sua ligas
Os tubos destes metais são muito leves, aproximadamente 1/3 do peso do
aço, tem alta condutividade térmica, e boa resistência ao contato com a atmosfera, a
água, e muitos compostos orgânicos, inclusive ácidos orgânicos. Os resíduos
resultantes da corrosão não são tóxicos.
A resistência mecânica do alumínio é baixa; pode, entretanto, ser melhorada
pela adição de pequenas quantidades de Fe, Si, Mg e outros metais. Tanto o
alumínio como as suas ligas podem trabalhar em serviço contínuo desde -270°C até
200°C. O comportamento em temperaturas extremamente baixas é excelente, sendo
o alumínio o material de menor custo que pode ser utilizado em temperaturas
criogênicas.
Os tubos de alumínio são empregados para sistemas de aquecimento e de
refrigeração, serviços criogênicos e serviços de não-contaminação.
35

2.8.1.5 Tubos de materiais não-metálicos
Quando trata-se de tubos de materiais não-metálicos utilizados em
tubulações industriais, os principais são os materiais plásticos sintéticos. O emprego
desses materiais tem crescido muito nos últimos anos, principalmente como
substituto para os aços inoxidáveis e metais não-ferrosos. O aumento constante dos
preços desses metais e o aperfeiçoamento contínuo dos plásticos tendem a tornar
maior ainda a expansão de seu emprego.
“O conjunto de vantagens e desvantagens dos materiais plásticos permite
que sejam utilizados principalmente para serviços de temperatura ambiente ou
moderada, e baixos esforços mecânicos, simultâneos com a necessidade de grande
resistência à corrosão” (TELLES, 1981, p. 30). O risco de avaria ou destruição que
possam ser causados por incêndios próximos, impedem a utilização destes
materiais, mesmo que estas tubulações trabalhem com fluido a baixa temperatura.
2.8.2 Seleção dos Materiais
Selecionar e especificar os materiais adequados para cada serviço é,
freqüentemente, uma das questões mais difíceis para o projetista de tubulações
industriais. Os principais fatores que influenciam a seleção de um material são
apresentados por TELLES (1981, p. 139):
a) condições de serviço (pressão e temperatura);
b) fluido conduzido;
c) nível de tensões no material;
d) natureza dos esforços mecânicos;
e) diâmetro do tubo;
f) sistema de ligações;
g) custo do material;
h) segurança;
i) experiência prévia;
j) facilidades de fabricação e montagem;
k) velocidade do fluido;
l) perdas de carga;
36

m) facilidade de obtenção do material;
n) tempo de vida previsto.
Em alguns casos, pode haver conflitos entre estes fatores. Por exemplo, o
material de melhor resistência à corrosão poderá ser muito caro e de difícil obtenção.
Por este motivo, a relação acima não está em ordem de prioridade ou de
importância.
2.8.2.1 Tubulações para água doce
A água doce limpa, com reação neutra (pH entre 5 e 9), é um fluido de baixa
corrosão, para o qual os seguintes materiais podem ser indicados:
a) tubulações de baixa pressão e temperatura moderada (até 980 kPa e até
60°C), não enterradas:
- tubos com até 0,10 m de diâmetro: aço-carbono galvanizado (ASTM
A-120), ou ferro maleável galvanizado, com ligações rosqueadas;
tubos de PVC rosqueados para ramais e redes de distribuição de
pequeno diâmetro;
- válvulas com até 0,10 m de diâmetro: bronze, com mecanismo interno
também de bronze, rosqueadas;
- tubos com até 0,05 m ou maior: aço-carbono (ASTM A-120 ou ASTM
A-134), com sobre-espessura para corrosão de 1,2 mm, ligações de
solda de topo. Para diâmetros de 0,076 m, ou maior, são também
muito usados os tubos de ferro fundido;
- válvulas com diâmetros de 0,076 m ou maior: ferro fundido, com
mecanismo interno de bronze, extremidades com flanges de face
plana;
- flanges: aço-carbono forjado (ou fabricado de chapa), tipo sobreposto,
face plana;
- juntas: borracha natural.
b) tubulações para pressões e temperaturas mais elevadas, não
enterradas, dentro de instalações industriais, inclusive para alimentação
de caldeiras:
37

- tubos com até 0,038 m de diâmetro: aço-carbono (ASTM A-53 ou API-
5L), com sobre-espessura para corrosão de 1,2mm, ligações de solda
de encaixe;
- tubos com diâmetros de 0,05 m ou maiores: aço-carbono (ASTM A-53
ou API-5L), com sobre-espessura para corrosão de 1,2 mm, ligações
de solda de topo;
- válvulas com até 0,038 m de diâmetro: aço-carbono forjado (ASTM A-
105), com mecanismo interno de aço inoxidável 410, extremidade
para solda de encaixe;
- válvulas com diâmetros de 0,05 m ou maior: aço-carbono fundido
(ASTM A-216), com mecanismo interno de aço inoxidável 410,
extremidades com flange de face com ressalto;
- flanges: aço-carbono forjado, tipo “de pescoço”, face com ressalto;
- juntas: amianto grafitado.
Nos casos em que ocorra a condensação de vapor, recomenda-se também
adotar maior sobre-espessura para o aço-carbono (2 a 3mm), pois o condensado
pode conter certa quantidade de CO2 que originará o ácido carbônico, muito
corrosivo.
38

3 FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
3.1 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO A VAPOR
A maioria dos equipamentos de refrigeração usados atualmente é baseado
nos ciclos de refrigeração a vapor, que são divididos em dois grupos principais: o
ciclo de refrigeração por compressão mecânica e o ciclo de refrigeração por
absorção.
Os sistemas de refrigeração a vapor de um modo geral, possuem o seguinte
funcionamento: um líquido a alta pressão (ponto 3 da figura 20) passa por um
dispositivo de expansão, expandindo isentalpicamente até atingir o ponto 4. A partir
desse ponto, o fluido, a baixa pressão e temperatura, evapora-se em um trocador de
calor, atingindo o ponto 1. Na evaporação, ocorre um aumento da entalpia do fluido
às custas da adição de calor retirado do meio que está sendo resfriado (ABREU,
1999, p.18).
P
Expansão
4
3
Condensação
Evaporação
Figura 20 - Diagrama P-h de um ciclo de refrigeração.
Para que haja o reaproveitamento do fluido refrigerante, com o seu retorno
ao estado correspondente ao ponto 3 da figura 20, é necessário a elevação da
pressão do vapor e sua liquefação. A liquefação, correspondente ao trecho 2-3 da
figura 20, é feita por condensação e conseqüente rejeição de calor ao exterior em
um trocador de calor denominado condensador.
A diferença entre os sistemas de refrigeração por compressão e absorção
está na forma de elevar a pressão (trecho 1-2 da figura 20).
1
2
h
39

3.1.1 Sistema de Refrigeração por Compressão Mecânica de Vapor
Neste tipo de sistema, a elevação da pressão do vapor é proporcionada por
compressão mecânica. Como a massa específica do gás é baixa, a quantidade de
trabalho para comprimí-lo é significativamente maior que a necessária para
comprimir um líquido. A figura 21 ilustra os componentes de um sistema de
refrigeração por compressão mecânica.
3
4
Válvula de
expansão
Condensador
Evaporador
Figura 21 – Sistema de refrigeração de um ciclo padrão por compressão mecânica de vapor.
3.1.1.1 Desempenho de um ciclo padrão de compressão de vapor
Alguns parâmetros importantes de um ciclo padrão de compressão
mecânica de vapor são: o trabalho de compressão, a taxa de rejeição de calor, o
efeito de refrigeração, o coeficiente de performance, a vazão em volume de
refrigerante por unidade de capacidade de refrigeração e a potência por unidade de
capacidade de refrigeração.
Fazendo um balanço de energia em regime permanente no compressor
(figura 22), desprezando as variações de energia cinética e potencial e considerando
compressão adiabática,
m & ⋅
A potência de compressão será então:
Calor fornecido
2
1
Calor recebido
Compressor
Trabalho de
compressão
& ⋅ h1
+ W = m&
h
(1)
2
40

( h h )
& = m&
⋅
(2)
2 1
W −
onde m& corresponde à vazão mássica de refrigerante e h, à entalpia. Os índices 1 e
2 são, respectivamente, entrada e saída do compressor.
O trabalho específico de compressão é definido como a variação de entalpia
no processo 1-2 da figura 22 e é dado por:
= ( h2
h1)
(3)
W −
O conhecimento da potência de compressão é importante, uma vez que esta
pode representar o maior custo operacional do sistema.
A capacidade de refrigeração é a taxa de calor trocado no processo 4-1 da
figura 21. Seu conhecimento é importante, uma vez que esse processo representa o
objetivo principal do sistema. Fazendo um balanço de energia em regime
permanente no evaporador (figura 23) e desprezando as variações de energia
cinética e potencial,
mh &⋅ + Q& = mh & ⋅
(4)
4 e 1
A capacidade de refrigeração será então:
e
( )
Q&= m& ⋅ h −h
(5)
1 4
O efeito de refrigeração é definido por:
1
2
Figura 22 - Volume de controle no compressor.
Q = ( h )
e
Compressor
W &
h1 − 4
(6)
41

Figura 23- Volume de controle no evaporador.
O desempenho de um ciclo de refrigeração pode ser quantificado através do
coeficiente de performance, definido como:
Capacidadede
Refrigeração
COP =
Potênciade
Compressão
(7)
Portanto:
Qe
COP =
W
&
(8)
&
Para que o coeficiente de performance seja adimensional, os termos na
definição do coeficiente devem ter a mesma unidade.
Como pode ser observado, uma pequena potência de compressão equivale
a um COP elevado, o que torna o sistema de refrigeração eficiente. Entretanto, é
necessário comparar o coeficiente de performance do ciclo real com o coeficiente de
performance do ciclo de Carnot, já que este é usado como referência para
determinar a eficiência de refrigeração. O ciclo de Carnot possui o maior COP para
as mesmas condições de trabalho.
O coeficiente de performance do ciclo de Carnot (COPCarnot) é dado por
(STOECKER e JONES, 1985):
COP
Te
=
T − T
Carnot (9)
onde e T é a temperatura de evaporação e T c , a temperatura de condensação.
c
Como se vê, para obter um coeficiente de performance elevado deve-se
operar com a temperatura T e mais elevada possível e a temperatura T c mais baixa
possível.
4
Evaporador
e
Qe &
1
42

A eficiência de refrigeração do ciclo de compressão de vapor, ηR, é
calculada tendo como referência o COP Carnot , sendo dada por:
próxima de 1,0.
COP
η R =
COPCarnot
Note que η R

No evaporador há vapor de refrigerante a baixa pressão. O vapor de
refrigerante que sai do evaporador é absorvido por uma solução no absorvedor.
Caso a temperatura desta solução se eleve, a absorção de vapor pode cessar. Para
evitar isto, o absorvedor é resfriado por água ou ar. A solução no absorvedor é dita
concentrada, pois contém grande quantidade de refrigerante. Uma bomba eleva a
pressão da solução concentrada e faz com que esta entre no gerador. No gerador, o
refrigerante volta ao estado de vapor devido à adição de calor. Este vapor está a
uma temperatura e pressão elevadas. O aumento de pressão ocorre com baixo
custo de energia por causa do alto volume específico dos líquidos. A solução líquida,
com baixa concentração de refrigerante, retorna ao absorvedor através da válvula
redutora de pressão, que tem o objetivo de manter a diferença de pressão entre o
absorvedor e o gerador. No condensador, o vapor é condensado por meio de água
fria. O refrigerante vai para o evaporador através de uma válvula de expansão. No
evaporador, o fluido refrigerante absorve calor e se evapora.
3.1.2.1 Coeficiente de performance de um ciclo de absorção
O coeficiente de performance do ciclo de absorção COP abs é definido como:
capacidadede
refrigeração
taxa de adiçãode
calor no gerador
COPabs = (11)
O COP abs para os sistemas de absorção é comparativamente baixo em
relação ao do ciclo de compressão, mas isto não necessariamente é um demérito
para os ciclos de absorção, uma vez que os coeficientes dos dois ciclos são
definidos de forma diferente. O COP do ciclo de compressão de vapor é a relação da
capacidade de refrigeração pela potência na forma de trabalho fornecida para operar
o ciclo. Energia na forma de trabalho é normalmente muito mais valiosa e cara do
que energia na forma de calor.
Uma outra maneira de explicar a diferença entre os coeficientes de
performance dos ciclos de absorção e compressão está representada na figura 25.
Os processos nos blocos da esquerda consistem de um ciclo de potência que
produz trabalho necessário para realizar a compressão do vapor do evaporador para
o condensador no ciclo de refrigeração. O ciclo de potência recebe energia na forma
44

de calor, q g , a uma temperatura absoluta T g . A energia gerada, W, é entregue ao
ciclo de refrigeração. A energia não convertida em trabalho, q a , é rejeitada na forma
de calor à temperatura T a . O ciclo de refrigeração recebe o trabalho W e com ele
transfere calor q e , da temperatura de refrigeração T e , para a temperatura T a . A
quantidade de calor, q c , é então rejeitada.
Para o ciclo de potência do lado esquerdo da figura 25, o coeficiente de
desempenho de Carnot é dado por:
qg
Tg
=
W T − T
(12)
g
e para o ciclo de refrigeração do lado direito da figura 25, o coeficiente de
desempenho de Carnot pode ser calculado como:
T g
a
a
qe
Te
=
W T − T
Figura 25- Ciclo de refrigeração operando a calor idealizado como uma combinação de um
ciclo de potência e um de refrigeração. (STOECKER e JONES,1985,p363.)
Substituindo as equações (12) e (13) na equação (11), tem-se a seguinte
expressão para o COP de absorção de Carnot:
( COP
)
abs Carnot
( COP
)
abs
q
=
q
Carnot
e
g
a
e
W ⋅ T T e g − Ta
= ⋅
T − T W ⋅ T
Te
⋅
=
T ⋅
g
e
( Tg
−Ta
)
T −T
)
( a e
Ta
a T a
T e
Ciclo de potência
qg
q
W
Ciclo de refrigeração
g
q c
q
e
(13)
(14)
(15)
45

Observando a equação (15), pode-se notar que:
a) quando e
b) quando g
c) quando a
COP
T aumenta, o ( abs ) Carnot
COP
T aumenta, o ( abs ) Carnot
COP
T aumenta, o ( abs ) Carnot
aumenta;
aumenta;
diminui.
A capacidade de refrigeração é a taxa de calor trocado no processo 4-5 da
figura 24. Fazendo um balanço de energia no evaporador, obtem-se a capacidade
de refrigeração:
sendo o efeito de refrigeração dado por:
mh &⋅ + Q& = mh & ⋅
(16)
e
4 e 5
Q&= m& ⋅ h −h
(17)
e
( )
5 4
Q = ( )
h5 − h4
(18)
A taxa de adição de calor no gerador é calculada fazendo um balanço de
energia do gerador (figura 26):
Portanto,
m &
g ⋅
& 1⋅
h1
+ Q = m&
2⋅
h2
+ m&
h3
(19)
Q& g = m&
2⋅
h2
+ m&
⋅ h3
− m&
1 ⋅ h1
(20)
Solução
1
2
Gerador
Figura 26 - Volume de controle no gerador
Assim, o desempenho para o ciclo de absorção pode ser quantificado
através do coeficiente de performance, definido como:
Q&
e
COP abs =
(21)
Q&
g
3
g Q&
46

A eficiência de refrigeração do ciclo de absorção, η R , é calculada tendo
a
como referência o ( OPabs
) Carnot
3.1.3 Carga Térmica
C , sendo dada por:
COP
η R =
a COP
abs
Carnot
A carga térmica para condensação de uma massa de vapor d`água é
calculada a partir da vazão mássica de vapor e da entalpia de vaporização:
CT = m& ⋅h
v fg
Analisando a figura 2, percebe-se que para o projeto em questão, esta carga
térmica será igual a capacidade de refrigeração do equipamento. Então, tem-se:
(22)
(23)
&
e = m&
a ⋅c
p ⋅∆T
= mv
h fg
(24)
CT = Q
& ⋅
onde a m& é a vazão mássica da água, c p é o calor específico da água, ∆ T é a
diferença de temperatura entre a entrada e a saída do trocador de calor.
O equipamento de refrigeração, especificado a partir da carga térmica
calculada pela equação (24), fornece água a temperatura necessária para a
condensação do vapor. Água esta que, através de um sistema de tubulação, é
elevada até o trocador de calor por uma bomba. Este fluido percorre os tubos do
trocador de calor condensando a massa de vapor d`água que sai da torre e,
conseqüentemente, aquecendo-se. Deixando o trocador de calor a água retorna ao
evaporador do equipamento de refrigeração reiniciando o ciclo.
3.2 TROCADORES DE CALOR
Os problemas mais comuns no projeto de um trocador de calor são a
classificação e o dimensionamento.
Para a classificação do trocador de calor é necessário conhecer o fluido a
ser utilizado, bem como as suas temperaturas de entrada e saída e se ocorre a
mudança de fase em um ou em ambos os fluidos.
47

Em função do espaço disponível para a instalação do trocador de calor é
possível determinar as suas dimensões. Conhecendo-se a vazão do fluido frio na
entrada do trocador de calor, o diâmetro do tubo é então determinado. Calculandose
os coeficientes de transferência de calor e a área de troca térmica é possível
encontrar o comprimento do tubo. O número de passes é determinado em função
das dimensões do trocador de calor.
3.2.1 Coeficiente Global de Transferência de Calor
Em operações especiais, onde o fluido quente possui uma taxa de
capacidade térmica ( q C ) muito maior do que a capacidade ( C f ) do fluido frio, a
temperatura do fluido quente permanece aproximadamente constante ao longo de
todo o trocador de calor, enquanto a temperatura do fluido frio aumenta. Esta é a
mesma condição que ocorre quando o fluido quente é um vapor em condensação,
conforme a figura 27.
T
T1
Figura 27 – Condição especial em trocadores de calor: q C >> C f ou vapor em condensação.
De acordo com STOECKER (1989, p. 87), o coeficiente global de
transferência de calor multiplicado pela área de troca (UA) de um condensador pode
ser dado pela expressão:
⎛Tcond −T ⎞ 2 −UA
ln ⎜ ⎟=
⎝Tcond −T1⎠
mc & p
onde Tcond é a temperatura de condensação do fluido quente; T1 e T2 são as
temperaturas de entrada e saída do fluido frio; m& e cp são, respectivamente, a vazão
e o calor específico do fluido frio.
A efetividade do trocador de calor, para este caso especial, é dada por:
T∞
T2
A
(25)
48

1 e −
ε= −
UA/ mc & p
Segundo INCROPERA (1998, p. 320), “a etapa essencial, e freqüentemente
a mais imprecisa, de qualquer análise de trocadores de calor é a determinação do
coeficiente global de transferência de calor”.
Esse coeficiente é definido em função da resistência térmica total à
transferência de calor entre os fluidos:
1
Rtot
= (27)
UA
A resistência total, no caso de um cilindro oco com superfície limpa e sem
aletas, pode ser representada pela figura 28.
T ∞,
1
Tsup,
1
Tsup,
2
T∞,
2
r 2
r 1
T ∞,
1 Tsup, 1 Tsup, 2 T∞,
2
1
h12ð ⋅ r1
⋅ L
ln( r2
/ r1
)
2ð⋅
k ⋅ L
1
h22ð ⋅ r2
⋅ L
Figura 28 – Tubo com condições convectivas na superfície. (INCROPERA,1998)
Ao longo da operação normal de trocadores de calor, com freqüência as
superfícies estão sujeitas à deposição de impurezas dos fluidos, à formação de
ferrugem, ou a outras reações entre o fluido e o material que compõe a parede. A
formação destas impurezas, conhecidas por incrustações, aumenta
significativamente a resistência à transferência de calor entre os fluidos. Portanto, é
preciso introduzir um coeficiente conhecido por fator de incrustação, R inc , que
depende da temperatura de operação, da velocidade do fluido e do tempo de serviço
do trocador de calor. Além disso, sabemos que freqüentemente são adicionadas
aletas às superfícies expostas a um ou ambos os fluidos e que, pelo aumento da
área superficial, elas reduzem a resistência térmica à transferência de calor por
convecção. A parede do tubo representa ainda uma resistência térmica de
condução de calor, R p . Incluindo a incrustação em ambos os lados do tubo, as
aletas e a condução na parede, o coeficiente global pode ser representado por:
(26)
49

R
R
1 1
inc,
i
inc,
e 1
= + + R p + +
( ηohA)
i ( ηo
A)
i ( ηo
A)
e ( η
(28)
ohA
e
UA )
onde o índice “i” e “e” representam, respectivamente, os lados interno e externo do
tubo.
A grandeza η o é conhecida como eficiência global da superfície aletada e
pode ser calculada pela expressão:
Aa
ηo = 1 − ⋅ ( 1 −η
a )
(29)
A
A eficiência da aleta, designada por η a , é a razão entre a taxa de
transferência de calor pela aleta e a taxa de transferência máxima caso toda a aleta
estivesse na temperatura de sua base. Devido a forma complicada da expressão
para a transferência de calor em uma aleta plana retangular com transferência de
calor na extremidade, estimativas aproximadas, porém precisas, podem ser obtidas
da expressão para uma aleta com extremidade adiabática, desde que se utilize um
comprimento corrigido para a aleta (INCROPERA, 1998).
tanh mLc
η a =
(30)
Lc
onde Lc é o comprimento corrigido da aleta.
O termo mL c é calculado pela equação:
1/
2
⎛ 2h
⎞
e
3/
2
mLc = ⎜ ⎟
⎜
⋅ Lc
k A ⎟
(31)
⎝ ⋅ p ⎠
onde he é o coeficiente de transferência de calor externo, k é o coeficiente de
condutividade do material da aleta e Ap é a área corrigida do perfil da aleta.
Sendo que para aletas retangulares com espessura t :
L c
= L + t / 2
(32)
Ap c
= L ⋅ t
(33)
Para situações nas quais não se faz necessária a utilização de superfícies
aletadas, a equação (28) se reduz a:
R
R
1 1 inc,
i
inc,
e 1
= + + Rp
+ +
( hA)
i ( A)
i ( A)
e ( hA
(34)
e
UA )
50

sendo A ( i,
e)
calculado por:
A e
( i,
e)
= π ⋅ d(
i,
) ⋅ l
(35)
onde de e di são, respectivamente, o diâmetro externo e interno do tubo; l é o
comprimento do tubo.
3.2.2 Coeficiente de Transferência de Calor por Convecção
O coeficiente de transferência de calor por convecção é uma constante de
proporcionalidade da lei de Newton do resfriamento, que define o fluxo de calor por
convecção como sendo proporcional à diferença entre as temperaturas de uma
superfície e do fluido. De acordo com INCROPERA (1998, p.5), este coeficiente
“depende das condições na camada limite, as quais, por sua vez, são influenciadas
pela geometria da superfície, pela natureza do escoamento do fluido e por uma série
de propriedades termodinâmicas e de transporte do fluido”.
3.2.2.1 Coeficiente interno de transferência de calor por convecção em um tubo
Para a determinação do coeficiente interno de transferência de calor, é
necessário primeiramente conhecer as condições do escoamento, ou seja, se o
mesmo é laminar ou turbulento. Esta determinação é possível de ser realizada
através do cálculo do número de Reynolds ( Re ) que é apresentado pela equação:
4 ⋅Q
Re =
π⋅d ⋅µ
onde Q é a vazão do fluido e µ l é a viscosidade do fluido na fase líquida.
i l
O diâmetro interno ( d i ) é calculado pela equação:
(36)
2
π⋅di
Q = V⋅
(37)
4
Caso o valor encontrado na equação 36 seja igual ou inferior a 2.300,
pode-se afirmar que o escoamento é laminar. Se o valor for superior a 2.300 o
escoamento está em transição. Esta condição é fundamental para determinar o
coeficiente interno de transferência de calor em um tubo.
51

O número de Nusselt ( Nu ) permite calcular o coeficiente interno de
transferência de calor através da equação:
Nu
= i i
h ⋅ d
k
De acordo com o tipo do escoamento, determina-se o número de Nusselt.
Para um fluxo de calor constante, com escoamento laminar e completamente
desenvolvido, o número de Nusselt é uma constante e igual a 4,36.
Para escoamentos turbulentos, a análise das condições é bem mais
complicada e o número de Nusselt não é uma constante. A equação (39) de Dittus-
Boelter permite calcular o número de Nusselt para situações de escoamento
turbulento em tubos circulares nas seguintes condições: Re > 10.
000 ; 0 , 7 < Pr < 160 ;
l/ d > 10,
(38)
4/
5 n
= 0,
023⋅
Re ⋅
(39)
Nu Pr
onde Pr é o número de Prandtl. Sendo que n =0,4 para aquecimento ( m T T > ) e
n =0,3 para resfriamento ( m T T <
sup
). Tsup é a temperatura superficial do tubo e T m é a
temperatura média do fluido na entrada/saída do trocador de calor.
3.2.2.2 Coeficiente externo de transferência de calor por convecção em um tubo
A análise do número de Nusselt pode ser estendida para a condensação em
película laminar sobre a superfície externa de tubos horizontais. Para uma fileira
vertical composta por N tubos horizontais, o coeficiente externo de transferência de
calor por convecção é calculado por:
1/ 4
3
⎡g ⋅ρl⋅( ρl −ρv) ⋅kl ⋅h'
⎤ fg
⎢ t ⋅µ l ⋅ sat − sup ⋅ e ⎥
he = 0,729 ⋅⎢ ⎥
⎣N (T T ) d ⎦
onde g é a aceleração da gravidade; ρ l e ρ v são, respectivamente, a mássica
específica na fase líquida e na fase vapor; k l é a condutividade térmica na fase
líquida; h' fg é a entalpia de vaporização modificada; Nt é o número de tubos do
trocador de calor e Tsat é a temperatura de saturação do vapor.
sup
(40)
52

Esta configuração é utilizada com freqüência no projeto de condensadores.
Nota-se que quanto maior for o número de tubos ( N t ), menor será o valor do
coeficiente externo de transferência de calor por convecção. Isto deve-se a um
aumento na espessura média da película para cada tubo sucessivo, ou seja, o
próximo tubo estará acumulando o condensado do tubo anterior.
Segundo INCROPERA (1998, p.304), Nusselt e Rohsenow mostraram que
com a inclusão dos efeitos da advecção térmica, um termo é adicionado à entalpia
de vaporização. Rohsenow recomendou o uso de uma entalpia modificada na forma:
h fg
' fg = h + 0,
68⋅
Ja
(41)
na qual aparece o número adimensional conhecido por Jakob e calculado por:
Ja
cp
⋅
T
− T
3.2.3 Perda de Carga devido ao Escoamento Externo
l ( sat sup )
=
h
(42)
fg
O escoamento através de feixes de tubos provoca uma queda de pressão,
ou seja, uma perda de carga que deve ser levada em consideração no cálculo da
perda de carga total do sistema.
Segundo INCROPERA (1998, p.206) a perda de carga pode ser calculada
pela seguinte equação:
∆p
= N
L
2 ⎛ ρ ⋅V
⎞ máx
⋅ χ ⎜ ⎟
⎜ ⎟
⋅ f
(43)
⎝ 2 ⎠
onde NL é o número de fileiras de tubos, χ é o fator de correção, f é o fator de atrito
e Vmáx é a velocidade máxima do fluido no interior do feixe tubular.
Para a configuração alternada, a velocidade máxima ( V máx ) pode ocorrer
tanto no plano transversal 1 A quanto no plano diagonal A 2 da figura 29.
53

Figura 29 – Configuração dos tubos em um feixe alternado. (INCROPERA,1998)
V máx irá ocorrer em 2
A se as fileiras estiverem espaçadas de modo que:
2( SD − d e ) < ( ST
− d e )
(44)
O fator 2 resulta da bifurcação experimentada pelo fluido ao escoar do plano
A 1 para o plano 2 A . Assim, Vmáx ocorre em A 2 se:
e é fornecida por:
S
D
1/
2
2
⎡
2 ⎛ ST
⎞ ⎤ ST
+ d e
= ⎢S
L + ⎜ ⎟ ⎥ <
(45)
⎢⎣
⎝ 2 ⎠ ⎥⎦
2
S
T
Vmáx = ⋅
2(
SD
− d e )
Se Vmáx ocorrer no plano A 1 para a configuração alternada, o seu valor pode
ser calculado pela seguinte equação:
ST
Vmáx = ⋅V
S − d
T
e
O fator de atrito ( f ) e o fator de correção ( χ ) são retirados do Anexo D.
Estes valores aplicam-se para uma configuração de tubos alternada, na forma de um
v
V
v
(46)
(47)
54

triângulo equilátero, e o fator de correção permite a extensão dos resultados para
outras configurações alternadas.
3.3 SISTEMA DE BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO
Para a instalação do equipamento será realizado o estudo do
dimensionamento da tubulação de água, do motor e da bomba para a alimentação
do sistema de refrigeração.
3.3.1 Escoamento Viscoso em Condutos
Os componentes básicos de uma tubulação típica são: os tubos (que podem
ter diâmetros variados), as várias conexões utilizadas para conectar os tubos, os
dispositivos de controle de vazão (válvulas) e as bombas ou turbinas (que adicionam
ou retiram energia do fluido).
O escoamento de um fluido num conduto pode ser laminar, de transição ou
turbulento. O parâmetro que identifica a natureza do escoamento em condutos é o
número de Reynolds (Re):
= ρ ⋅
µ
VD
Re
onde D é o diâmetro da tubulação.
A transição de escoamento laminar para o turbulento pode ocorrer em vários
números de Reynolds, pois a transição depende de quanto o escoamento está
perturbado por vibrações nos condutos, da rugosidade da região de entrada, entre
outros fatores. Nos projetos de engenharia, o escoamento num tubo é considerado
laminar se o número de Reynolds for menor que aproximadamente 2100 e
turbulento, se maior que 4000. Para números de Reynolds entre estes dois valores,
o escoamento é denominado de transição, onde podem ocorrer características
laminares e turbulentas alternadamente.
O escoamento num tubo comprido, liso, com diâmetro constante e em
regime permanente torna-se plenamente desenvolvido. Com isso, o perfil de
velocidade é o mesmo em qualquer seção do tubo. Este escoamento plenamente
desenvolvido pode ser governado pela força da gravidade e/ou por forças de
(48)
55

pressão. A diferença de pressão nas seções transversais de um tubo horizontal força
o fluido a escoar no tubo. A força de pressão é necessária para vencer as forças
viscosas geradas no escoamento. Se o tubo não é horizontal, o gradiente de
pressão ao longo do conduto é devido, em parte, ao componente do peso naquela
direção.
Os detalhes do perfil de velocidade, entre outras características, dependem
do tipo de escoamento, se é laminar ou turbulento.
No presente projeto, o escoamento será considerado turbulento,
incompressível e em regime permanente. Assim, para o cálculo do sistema de
bombeamento será utilizada a equação de Bernoulli modificada:
2 2
V1 V2
p1+ ρ + z1γ
= p2 + ρ + z2γ + hLγ
2 2
onde p é a pressão, V é a velocidade de escoamento do fluido, z é a altura, γ é o
peso específico e hL é o coeficiente de perda de carga.
Durante o escoamento da água, ocorre perda de carga ao longo da
tubulação denominada perda de carga distribuída e perdas de carga em conexões e
uniões chamadas de perdas de carga localizada.
A perda distribuída é calculada por:
h L
2
L V
= f ⋅
D 2g
sendo f o fator de atrito retirado do diagrama de Moody (Anexo F) em função de
Re e ε / D obtido no Anexo E.
A perda localizada é definida por:
h L
= K
2
V
⋅
2g
sendo K o coeficiente de perda que depende da geometria dos componentes
(válvulas, cotovelos e outros) e também das propriedades dos fluidos.
A variação da pressão ∆p, para o escoamento permanente, incompressível e
turbulento num tubo horizontal com diâmetro D pode ser escrita como:
∆p
= ∆p(
V , D,
L,
ε , µ , ρ
)
(49)
(50)
(51)
(52)
56

Obtidas a variação de pressão e a vazão do sistema, a potência da bomba
poderá ser calculada por:
W&
onde η B é a eficiência da bomba.
B
Q⋅∆p =
η
B
Segundo FOX (1992, p. 285), a equação (52) relaciona quatro variáveis.
Qualquer uma delas pode ser a quantidade desconhecida numa situação prática.
Dessa forma, quatro casos gerais são possíves:
a) L , Q e D conhecidos, ∆ p desconhecido;
b) ∆ p , Q e D conhecidos, L desconhecido;
c) ∆ p , L e D conhecidos, Q desconhecido;
d) ∆ p , L e Q conhecidos, D desconhecido.
Para o primeiro caso, deve-se obter o fator de atrito. A perda de carga total é
calculada pelas equações (50) e (51). A equação (49) é então empregada para
avaliar a queda de pressão ( ∆ p ).
No segundo caso apresentado, é necessário calcular a perda de carga total
através da equação (49) e após obter o fator de atrito, o comprimento pode ser
determinado através da equação (50).
A terceira situação exige que se utilize um processo de iteração para
encontrar a vazão Q . A equação (49) é combinada com as equações de definição
para a perda de carga; o resultado é uma expressão para Q em termos do fator de
atrito. A maioria dos escoamentos em tubos de interesse em engenharia tem
números de Reynolds relativamente elevados. Assim, mesmo que o número de
Reynolds (e, portanto, o fator de atrito) não possam ser calculados porque Q não é
conhecido, uma boa estimativa inicial para o fator de atrito é obtida da região de
escoamento rugoso, ilustrada no diagrama de Moody (Anexo F), da seguinte
maneira:
a) usando o fator de atrito admitido, calcula-se a primeira aproximação para
a vazão;
b) o número de Reynolds é calculado para este valor da vazão;
c) um novo fator de atrito e uma nova aproximação para a vazão são
obtidos;
(53)
57

d) verifica-se se a equação da energia foi satisfeita, se não, retornar ao
passo (a).
Da mesma forma que o caso anterior, no quarto caso pode-se estimar o
diâmetro da tubulação fazendo uma série de iterações até que a condição para a
variação da pressão seja satisfeita. Este processo iterativo é realizado aplicando a
equação da energia (equação 49) e seguindo as etapas a seguir:
a) estimar um valor para o diâmetro;
b) calcular a relação da rugosidade pelo diâmetro (ε/D): obtida através de
gráficos;
c) calcular o valor do número de Reynolds equação (48);
d) determinar o fator de atrito, f, (obtido através do diagrama de Moody)
baseado nos valores calculados para Re e ε/D;
e) verificar se a equação da energia foi satisfeita, se não, estimar outro
valor para o diâmetro e retornar ao passo (a).
Assim, é possível determinar o diâmetro de uma tubulação.
É importante modelar adequadamente os problemas de engenharia e aplicar
corretamente as equações relevantes ao problema em questão. Nos escoamentos
em condutos, a idéia principal é aplicar a equação da energia (equação 49) entre
regiões apropriadas do escoamento, com as perdas de carga escritas em função dos
coeficientes de atrito distribuídos e localizados.
58

4 METODOLOGIA
O primeiro passo será optar pela utilização de equipamentos de refrigeração
que produzem água gelada para alimentar o trocador de calor.
Para especificar o equipamento de refrigeração, é necessário calcular a
carga térmica para condensar o vapor que sai da torre de destilação a vácuo.
Através de dados fornecidos pelos representantes da refinaria REPAR, será possível
determinar a capacidade de refrigeração do equipamento.
Considera-se que a capacidade de refrigeração coincide com a carga
térmica do sistema, conforme a equação (12).
O estudo deste projeto terá como base dois sistemas de refrigeração: o de
compressão de vapor e o de absorção.
Definida a capacidade de refrigeração do equipamento tem-se condições de
buscar os sistemas disponíveis no mercado e efetuar o levantamento dos
orçamentos para então através de um estudo técnico-econômico definir qual o
sistema de refrigeração que fornece uma melhor relação custo-benefício.
A análise das propostas, em termos de prazo de entrega, garantia e
condições de pagamento, será um dos fatores relevantes para a aquisição do
equipamento. O outro fator será o estudo da viabilidade econômica levando em
consideração que o equipamento opera a 100% da capacidade total ao longo da
vida útil média especificada pelo fornecedor. A escolha do equipamento será aquele
que melhor combinar estes fatores.
Após definir o equipamento de refrigeração é necessário dimensionar o
trocador de calor que será responsável pela condensação do vapor.
O projeto do trocador de calor será em função do espaço disponível para a
sua instalação no interior da torre e da vazão de água gelada fornecida pelo
equipamento de refrigeração. A quantidade de tubos será determinada de maneira
que obtenha-se o melhor arranjo físico.
O comprimento de cada tubo será determinado em função do diâmetro
destes tubos e dos coeficientes de transferência de calor interno e externo. Sendo
que o diâmetro interno é calculado conhecendo-se a vazão e a velocidade da água
do equipamento de refrigeração e o número de tubos do trocador de calor.
59

Para o sistema de bombeamento são definidos o material da tubulação
levando em consideração o ambiente e as propriedades do fluido, as formas de
união da tubulação e os componentes que irão fazer parte do sistema. A localização
do equipamento de refrigeração e do trocador de calor permite determinar a
configuração e o comprimento da tubulação.
Outro ponto a ser determinado é a perda de carga proveniente do
escoamento externo e interno aos feixes de tubos do trocador de calor e do sistema
de bombeamento.
Por fim, especifica-se a bomba em função da altura de elevação e da vazão
de água do sistema.
60

5 DESENVOLVIMENTO DO PROJETO
5.1 ANÁLISE DA CARGA TÉRMICA
Para iniciar o desenvolvimento do projeto foram necessários alguns dados
fornecidos pela REPAR.
A partir destes dados foi possível estimar a carga térmica necessária para
promover a condensação do vapor d`água na saída da torre de destilação a vácuo.
A carga térmica foi calculada tendo como base a vazão mássica de vapor de
4000kg/h ou, 1,11 kg/s e a pressão no interior da torre de vácuo de 8 mmHg, que
corresponde a 1,0666kPa. Com esta pressão, a entalpia de mudança de fase foi
encontrada através da tabela de propriedades termodinâmicas da água (Anexo A),
hfg = 2482,79 kJ/kg.
Utilizando a equação (12) o valor da carga térmica calculado foi de 2758 kW,
o que corresponde a 785 TR. De maneira a garantir uma folga será especificado um
equipamento com 1000 TR (3516 kW) de capacidade de refrigeração, o qual
passará a ser utilizado para os demais cálculos.
Fez-se então uma busca de fabricantes que forneciam equipamentos para
atender a esta carga térmica, e em seguida, passou-se para a especificação dos
componentes do equipamento de refrigeração.
5.2 SISTEMA DE COMPRESSÃO A VAPOR
Em condicionamentos de ar, os equipamentos que produzem água gelada
são conhecidos comercialmente como chillers.
Através de McQuay ® Air Conditioning (2000), foram levantados dados como,
as temperaturas de evaporação (5 °C) e de condensação (38 °C) e o fluido
refrigerante utilizado (R134a). Através das propriedades termodinâmicas do fluido
refrigerante em questão (Anexo B), foi possível efetuar os cálculos dos componentes
do sistema de compressão de vapor.
Com base nestas informações e na carga térmica calculada, obteve-se os
seguintes resultados para o sistema de refrigeração por compressão de vapor:
61

a) Efeito de refrigeração:
Utilizando a equação (6), tem-se Qe é igual a 149,68 kJ/kg.
b) Vazão do fluido refrigerante:
Pela equação (5), o valor de m& encontrado foi de 23,49 kg/s.
c) Potência do compressor:
Aplicando-se a equação (2), W & requerida pelo compressor foi de 547,32 kW.
d) Trabalho específico de compressão:
O cálculo de W, a partir da equação (3), resulta em 23,3 kJ/kg.
e) Coeficiente de performance:
Pela equação (8), obtém-se o COP de 6,42.
f) Coeficiente de performance do ciclo de Carnot:
O COP Carnot é obtido pela equação (9), sendo de 8,48.
g) Eficiência de refrigeração:
A partir da equação (10), η R obtida foi de 0,76.
h) Temperatura de descarga do compressor:
Esta temperatura é determinada diretamente do gráfico do Anexo B, sendo
igual a 41 °C.
Entre estes cálculos está a potência requerida pelo compressor, que é um
dos fatores mais importantes, pois através dele pode-se estimar o custo de
eletricidade necessária para a operação do equipamento.
Outros fabricantes utilizam o fluido refrigerante HCFC 123 e através das
propriedades termodinâmicas deste fluido (Anexo C), obteve-se os seguintes
resultados:
a) Efeito de refrigeração:
Utilizando a equação (6), Q e é igual a 145 kJ/kg.
b) Vazão do fluido refrigerante:
Pela equação (5), o valor de m& encontrado foi de 24,25 kg/s.
c) Potência do compressor:
Aplicando-se a equação (2), W & requerida pelo compressor foi de 630,5 kW.
d) Trabalho específico de compressão:
O cálculo de W, a partir da equação (3), resulta em 26 kJ/kg.
e) Coeficiente de performance:
62

Pela equação (8), obtém-se o COP de 5,58.
f) Coeficiente de performance do ciclo de Carnot:
O COP Carnot é obtido pela equação (9), sendo de 8,43.
g) Eficiência de refrigeração:
A partir da equação (10), η R obtida foi de 0,66.
h) Temperatura de descarga do compressor:
Esta temperatura é determinada diretamente do gráfico do Anexo C, sendo
igual a 41 °C.
Os equipamentos disponíveis no mercado trabalham com temperaturas de
entrada e saída de água gelada no evaporador de 12°C e 7°C, respectivamente.
Como a pressão na torre de destilação a vácuo é da ordem de 8 mmHg, a
temperatura de condensação do vapor na torre é por volta de 8°C. Para tanto, tornase
necessário uma temperatura de água gelada abaixo desse valor para promover a
condensação. Nesse caso, reduziu-se as temperaturas de entrada e saída do
evaporador para 6°C e 1°C, respectivamente. De forma a garantir que não haverá
congelamento da água gelada será empregada uma solução de água - etileno glicol
como fluido intermediário.
De posse dos cálculos e das informações fornecidas pela REPAR, iniciou-se
a seleção do equipamento através de contato com representantes de quatro
fabricantes de chillers: Hitachi, Mcquay, Trane e York. A seleção do equipamento
será discutida no item 5.4.
Comparando-se os cálculos efetuados na situação ideal que leva em
consideração que os pontos 1 e 3 (figura 20, ver pág. 39) estão sobre a linha de
saturação e os fabricantes efetuam estes cálculos com base na situação real onde
temos que o ponto 1 apresenta superaquecimento e o ponto 3 apresenta subresfriamento,
obtém-se o valor de 0,74 como sendo a razão entre a potência da
situação ideal pela real para o equipamento WSC 126 fabricado pela empresa
McQuay ® e 0,89 para o equipamento CVHF 1280 fabricado pela empresa TRANE ® .
63

5.3 SISTEMA DE ABSORÇÃO
Os equipamentos comerciais disponíveis operam com uma diferença de
temperatura na ordem de 5°C entre a entrada e a saída do evaporador sendo que
não permitem a obtenção de temperaturas abaixo de 12°C na entrada do
evaporador e 7°C na saída do mesmo pelo fato de utilizarem uma solução de
Brometo de Lítio-Água (LiBr). A necessidade de temperaturas de 6°C na entrada e
1°C na saída, impossibilita o uso de equipamentos que operam com base no ciclo de
absorção utilizando a solução de LiBr-H2O. Uma vez que a água é o fluido
refrigerante, corre-se o risco de solidificá-lo em temperaturas próximas de 0 °C.
Uma alternativa seria a utilização de equipamentos que operam com solução
de Água-Amônia, cujo fluido refrigerante é a amônia. Esta solução permite a
operação com temperaturas abaixo de zero no evaporador. Para aplicações de
condicionamento de ar não foram encontrados equipamentos que utilizam a solução
água-amônia. Dessa maneira, o equipamento que opera segundo o sistema de
absorção foi desconsiderado e na seqüência do projeto será admitido apenas os
equipamentos que trabalham segundo o princípio de compressão mecânica de
vapor.
5.4 SELEÇÃO DE EQUIPAMENTOS
De acordo com TOLEDO JR. (1986, p. 128), na aquisição de um novo
equipamento, é necessário a escolha de no mínimo três fornecedores. Quatro
fabricantes com potencial de atender a necessidade do projeto foram contatados.
Segundo TOLEDO JR. (186, p. 128), a comparação entre as propostas de
fornecimento, devem levar em consideração, por ordem de importância:
- a técnica;
- o custo e;
- o prazo.
Três propostas com especificações técnicas e orçamento foram recebidas.
Apesar dos três atenderem à necessidade técnica do projeto, somente duas
propostas contêm as condições de pagamento, prazos de entrega e condições de
64

garantia. Portanto, somente duas propostas são passíveis de uma avaliação
completa, para a outra proposta caberá apenas a análise da viabilidade econômica.
5.4.1 O Custo dos Equipamentos
As propostas comercias recebidas apresentam o preço de U$256.135,18
que convertida para reais apresenta o valor de R$ 738.438,00 (EconoFinance, 2004)
para o equipamento WSC 126, fabricado pela empresa Mcquay ® Air Conditioning, e
o preço de U$265.621,00 correspondente a R$ 765.785,00 (EconoFinance, 2004)
do modelo CVHF 1280, fabricado pela empresa TRANE ® Ar Condicionado. A
variação de preço de um fornecedor para outro é da ordem de 3,6%.
Uma especificação foi enviada como alternativa de fonte de energia pela
empresa YORK International Ltda que apresentou um equipamento que tem como
fonte de energia o vapor. O preço deste equipamento é U$ 1.000.000,00 que
convertido em reais equivale a R$ 2.883.000,00 (EconoFinance, 2004). A conversão
para a moeda nacional, em reais (R$), é feita com base na cotação do dia anterior à
data de pagamento.
5.4.2 Características Técnicas dos Equipamentos
Do ponto de vista técnico foram avaliadas as condições de operação do
equipamento WSC 126 fabricado pela empresa Mcquay ® Air Conditioning e o
modelo CVHF 1280 fabricado pela empresa TRANE ® Ar Condicionado. Cada
equipamento foi avaliado de acordo com as suas características técnicas.
As características técnicas necessárias ao projeto, a capacidade de
refrigeração do equipamento, as temperaturas de entrada e saída do evaporador, a
potência e o IPLV (Valor de Carga Parcial Integrada) fornecido pelo equipamento
foram avaliados.
O IPLV é um índice utilizado como padrão pelos fabricantes e segundo
(McQuay ® ,2000) é padronizado pela norma ARI 550/590 através da equação (54).
1
IPLV =
0,
01 0,
42 0,
45 0,
12
+ + +
A B C D
65
(54)

onde A, B, C e D representam a razão entre a potência e a capacidade de
refrigeração com o equipamento trabalhando a 100%, 75%, 50% e 25% da sua
capacidade.
A norma estima que os equipamentos operam durante o ano com 1% do
tempo da capacidade total, 42% do tempo a três quartos da capacidade total, 45%
com metade da capacidade e 12% com um quarto da capacidade total.
Quanto menor o índice IPLV do equipamento menor será o consumo de
energia anual.
As tabelas 2 e 3 fornecem os dados técnicos, as temperaturas de entrada
(Tec) e saída (Tsc) do condensador e as temperaturas de entrada (Tee) e saída
(Tse) do evaporador dos equipamentos analisados.
TABELA 2 – DADOS TÉCNICOS DO EQUIPAMENTO WSC 126
Capacidade
(TR)
Potência
(kW)
COP
IPLV
(kW/TR)
Tec
(°C)
Tsc
(°C)
Tee
(°C)
Tse
(°C)
1000 736,5 4,777 0,650 29,4 34,8 6,89 1,00
Fonte: Mcquay ® Proposta Comercial Qt-8659 de 12 de Março de 2004.
TABELA 3 – DADOS TÉCNICOS DO EQUIPAMENTO CVHF 1280
Capacidade
(TR)
Potência
(kW)
COP
IPLV
(kW/TR)
Tec
(°C)
Tsc
(°C)
Tee
(°C)
Tse
(°C)
1000 705,3 4,987 0,605 29,5 35,0 6,00 1,00
Fonte: TRANE ® Proposta Comercial 22504-1 de 01 de Abril de 2004.
Outro aspecto importante analisado foi o tipo do fluido refrigerante utilizado
no sistema. O modelo WSC 126 opera com o fluido R134-a, o qual possui os índices
ODP e GWP presentes na tabela 1 (ver pág. 17) e tem um efeito nocivo ao meio
ambiente menor se comparado ao fluido HCFC 123 utilizado no modelo CVHF 1280.
Em termos de dimensões os equipamentos são similares, conforme mostram
as tabelas 4 e 5.
66

TABELA 4 – DIMENSÕES DO EQUIPAMENTO MODELO WSC 126
Altura (m) Comprimento (m) Largura (m) Área (m 2 )
2,591 4,318 3,048 13,1612
TABELA 5 – DIMENSÕES DO EQUIPAMENTO MODELO CVHF 1280
Altura (m) Comprimento (m) Largura (m) Área (m 2 )
3,077 5,426 2,845 15,4370
5.4.3 Análise da Proposta Comercial
Analisando as propostas do ponto de vista comercial, ou seja, condições de
pagamento, prazos de entrega e condições de garantia também é possível encontrar
diferenças significativas.
O fabricante do modelo WSC 126 oferece duas formas de pagamento:
a) à vista;
b) 25% de sinal, 50% após 4 semanas e 25% no aviso de embarque.
O prazo de embarque do equipamento é de 8 a 10 semanas após
confirmação do pedido de compra e será entregue no Porto de Paranaguá, não
sendo responsabilidade do fabricante o transporte do equipamento entre o porto e
a refinaria. As condições de garantia cobrem as partes mecânicas do equipamento
por um período de 12 meses após a partida inicial ou 18 meses após o embarque do
equipamento, ficando o período de garantia condicionado ao que ocorrer primeiro.
A proposta comercial do fabricante do modelo CVHF 1280 oferece como
condição de pagamento um sinal de 10% quando da confirmação do pedido e 90%
para liberação do equipamento no Porto de Paranaguá. O prazo de entrega é de 90
dias após o recebimento do pedido, aprovação de crédito e confirmação do
pagamento do sinal.
A garantia oferecida cobre somente as peças de reposição por um período
de 03 meses a partir da data da emissão da nota fiscal de venda. O período de
garantia poderá ser estendido para 18 meses a partir da data de emissão da nota
fiscal ou 12 meses após a partida do equipamento, desde que a instalação seja
67

ealizada por empresa credenciada pelo fabricante e que seja efetuado um contrato
de manutenção preventiva entre as partes.
5.5 ANÁLISE DA VIABILIDADE ECONÔMICA
Considerando a indisponibilidade de informações de custos de manutenção
e operação, somente o custo anual relacionado ao consumo de energia elétrica e ao
consumo de vapor será avaliado como custo operacional.
Estudos relacionados à instalação e manutenção do equipamento dependem
de outros fatores e da especificação de outros equipamentos que farão parte do
sistema de condensação do vapor, ainda não especificados nesta etapa do trabalho.
5.5.1 Consumo de Energia e Custo Anual
Analisando o sistema tarifário segundo SHOEPS e ROUSSO
(1993, p.13-17), a REPAR enquadra-se no sistema tarifário Azul que “é aplicada às
unidades consumidoras ligadas em tensão de fornecimento igual ou superior a 69 kV
e ligadas em tensão inferior, sempre que for contratada demanda igual ou superior a
500 kW.”
A determinação quanto aos períodos seco e úmido e aos horários de ponta e
fora de ponta também são determinados pela companhia de energia elétrica
(COPEL, 2004) e são apresentados na tabela 6.
TABELA 6 – DIVISÃO DOS PERÍODOS E HORÁRIOS
Período Horário Normal Horário de Verão
Úmido Seco Ponta Fora Ponta Ponta Fora Ponta
Dezembro a
Abril
Maio a
Novembro
Fonte:COPEL,13/03/04.
18:00 às
21:00
Demais horas do
dia, finais de
semana e feriado
19:00 às
22:00
68
Demais horas do
dia, finais de
semana e feriado

O custo da tarifa é determinado pela companhia de energia (COPEL, 2004)
sendo que há uma variação de acordo com o período e o horário de utilização da
energia elétrica, como pode ser visto na tabela 7.
TABELA 7 – CUSTO DA TARIFA AZUL DE ENERGIA ELÉTRICA
Subgrupo
Consumo (R$/MWh) Demanda (R$/kW)
Ponta Fora Ponta Ponta
Seca Úmida Seca Úmida
Fora
Ponta
69
Ultrapassagem na
Demanda (R$/kW)
Ponta
Seca/
Úmida
Fora
Ponta
Seca/
Úmida
A3 (69kV) 79,88 70,83 55,02 47,51 16,83 4,59 62,49 17,08
Fonte: COPEL, 13/03/04.
O processo de condensação de vapor, no qual o equipamento especificado
estará inserido, exige a máxima capacidade de refrigeração para garantir a eficácia
do processo. Desta maneira o custo de energia é calculado por:
Custo = Potência × Tarifa × horas
(55)
Utilizando-se a equação (55) para cada período e horário apresentados na
tabela 6 e aplicados sobre as tarifas apresentadas na tabela 7, obtém-se os custos
para o período úmido dentro e fora de ponta de R$23.631,33 e R$110.956,83
respectivamente e para o período seco dentro e fora de ponta de R$ 37.769,90 e
R$182.106,90 respectivamente. A soma totaliza um valor de R$354.464,96 para o
modelo WSC 126.
Efetuando-se o mesmo cálculo para o modelo CVHF 1280, obtém-se um
custo anual de energia de R$339.448,93.
Os resultados referem-se a compra de energia direta da Copel. Utilizando o
custo de geração de energia da REPAR que é de R$17,73/MWh, obtém-se um custo
anual de energia de R$114.389,35 para o modelo WSC 126 e de R$ 109.543,53
para o modelo CVHF 1280.
Para obter o custo anual de energia do equipamento que opera com vapor
como fonte de energia foi utilizada a seguinte equação:

Custo = Vazão de Vapor × Tarifa × horas
(56)
A vazão de vapor especificada pelo fabricante e necessária para operar o
equipamento é de 4950 kg/h, sendo que a REPAR possui vapor disponível a um
custo de R$7,39/ton que resulta em um custo anual de R$ 320.445,18.
5.5.2 Análise do Investimento
Uma análise foi realizada entre os equipamentos, considerando a vida útil
estimada para 20 anos de operação, e a energia gasta por estes a uma taxa de juros
de 12% ao ano (EconoFinance,2004).
Esta análise foi calculada pela equação (STOECKER, 1989):
n
(1 + i)
−1
F = Custo⋅
(57)
i
onde F é o valor futuro referente após n anos de operação, Custo é o custo anual da
energia e i é a taxa de juros.
Uma outra análise foi realizada em relação a depreciação do equipamento. A
depreciação real é calculada pela seguinte equação (STOECKER, 1989):
⎛ VRE ⎞ 1
DR = ⎜1− ⎟⋅
(58)
⎝ Pr eço ⎠ VU
onde VRE é o valor residual estimado, Preço é o valor de aquisição do equipamento
e VU é a vida útil do equipamento. Sendo que VRE, informado pelos fornecedores,
equivale a 5% do preço do equipamento.
O valor real do equipamento após n anos de operação é calculado pela
equação:
( )
VRn = Pr eço 1−n⋅
DR
(59)
Efetuando-se um comparativo entre o custo de operação, utilizando como
fonte a energia elétrica com base na tarifa informada pela REPAR, e o valor de
depreciação do equipamento, obtemos para os modelos WSC 126 e CVHF 1280 o
resultado apresentado no gráfico 1.
70

Custo (em milhares de Reais)
9.000
8.000
7.000
6.000
5.000
4.000
3.000
2.000
1.000
-
1 5 10 15 20
Anos
Gráfico 1 – Comparativo com base no processo da REPAR.
Com base nos resultados obtidos conclui-se que o equipamento CVFH 1280
apresenta ao longo da vida útil a melhor relação custo-benifício. A partir desta
conclusão os demais comparativos serão realizados para o equipamento acima.
A análise agora, efetuada com base no processo no qual o equipamento
estará inserido, mostra na tabela 8 que a energia fornecida pela COPEL apresenta
um custo, para 5, 10, 15 e 20 anos, de:
TABELA 8 – CUSTO DA ENERGIA COPEL X TEMPO DE OPERAÇÃO
TEMPO (ANOS) CUSTO (R$)
5 2.156.467,24
10 5.956.899,34
15 12.654.559,25
20 24.458.124,49
CVHF 1280
WSC 126
Já para a energia gerada pela própria REPAR os custos são apresentados
na tabela 9
71

TABELA 9 – CUSTO DA ENERGIA REPAR X TEMPO DE OPERAÇÃO
TEMPO (ANOS) CUSTO (R$)
5 695.913,33
10 1.922.350,39
15 4.083.751,54
20 7.892.878,89
Este comparativo está apresentado no gráfico 2.
Custo (em milhares de Reais)
25000
22500
20000
17500
15000
12500
10000
7500
5000
2500
0
1 5 10
Anos
15 20
Gráfico 2 – Energia gerada x Energia comprada
REPAR
COPEL
Os custos de energia para 5, 10, 15 e 20 anos analisados sob o ponto de
vista de utilização do equipamento com fonte de energia a vapor são apresentados
na tabela 10. O resultado comparando com os novos custos, obtidos com base nas
tarifas da COPEL, é apresentado no gráfico 3.
TABELA 10 – FONTE ALTERNATIVA DE ENERGIA X TEMPO DE OPERAÇÃO
TEMPO (ANOS) CUSTO (R$)
5 2.035.739,32
10 5.623.407,57
15 11.946.104,87
20 23.088.857,89
72

Custo (em milhares de Reais)
25000
22500
20000
17500
15000
12500
10000
7500
5000
2500
0
1 5 10
Anos
15 20
VAPOR
COPEL
Gráfico 3 – Fonte alternativa de energia x Energia comprada
Como último comparativo, analisou-se o modelo de referência e o
equipamento que opera a vapor tendo por base o processo de condensação de
vapor que necessita que o equipamento opere o tempo todo fornecendo a máxima
capacidade de refrigeração.
Custo (em milhares de Reais)
22500
20000
17500
15000
12500
10000
7500
5000
2500
0
1 5 10
Anos
15 20
CVHF 1280
VAPOR
Gráfico 4 – Energia gerada pela REPAR x Fonte de energia alternativa
73

5.6 DIMENSIONAMENTO DO TROCADOR DE CALOR
A seleção do equipamento de refrigeração, que fornecerá água gelada,
permite que o trocador de calor seja dimensionado. O trocador de calor será
dimensionado em função do local onde o mesmo será instalado. Neste caso,
instalar-se-á o trocador de calor no interior da torre de destilação a vácuo, a uma
altura de 46,8 m.
A equação (34) permitirá dimensionar o trocador de calor, mas antes é
necessário encontrar os coeficientes relacionados à esta equação.
5.6.1 Coeficiente Global e a Efetividade
Primeiramente, encontra-se o fator UA , que posteriormente permitirá
dimensionar o trocador de calor encontrando a sua área. Para encontrar este fator, é
necessário conhecer a temperatura de condensação do vapor, que a uma pressão
de 8 mmHg, é 8°C, e as temperaturas da água na entrada e saída do trocador de
calor. Para o equipamento de refrigeração especificado, estas temperaturas valem
1°C e 6°C, respectivamente.
Também é preciso conhecer a vazão mássica ( m& a ) e o calor específico ( cp )
do fluido frio, neste caso a água. A vazão é fornecida pelo equipamento de
refrigeração especificado e vale 168,7 l/s (0,1687 m 3 /s). O calor específico é retirado
da tabela de propriedades da água (Anexo A), sendo igual a 4,19 kJ/kg.K.
Aplicando-se a equação (25) encontra-se o valor de 885,68 kW/K para o
fator UA . Conhecido este fator encontra-se, através da equação (26), a efetividade
(ε ) do trocador de calor. Para o presente projeto, a efetividade calculada é de 0,714.
5.6.2 Coeficiente de Transferência de Calor Interno
Para calcular o coeficiente interno de transferência de calor por convecção
( h i ), através da equação (38), define-se primeiramente o número de tubos ( N t ) do
trocador de calor. Para este projeto foram adotados 50 tubos. Definido o número de
tubos, e conhecendo a vazão de 168,7 l/s (0,1687 m 3 /s) e a velocidade da água de
74

3,26 m/s, fornecidas pelo evaporador do equipamento de refrigeração especificado,
é possível calcular o diâmetro interno ( d i ) dos tubos. Note que foi considerado que a
velocidade da água é a mesma tanto no tubo de transporte quanto nos tubos do
trocador.
Utilizando-se a equação (37) determina-se que o diâmetro interno dos tubos
do trocador de calor é de 36 mm.
O diâmetro comercial mais próximo a 36 mm é mostrado na tabela 11
(CAPORAL, 2004).
TABELA 11 – ESPECIFICAÇÃO DO TUBO DO TROCADOR DE CALOR
Diâmetro
Externo (mm)
Espessura
(mm)
Diâmetro
Interno (mm)
38,10 2,00 34,10 1,807
Fonte: CAPORAL, 31/08/04.
Peso (kg/m) Material
Aço Inoxidável
sem costura
A escolha do aço inoxidável, como material dos tubos do trocador de calor,
deve-se ao fato de possuir melhor resistência a corrosão e tornar mais longa a vida
útil da tubulação quando comparado aos outros materiais.
Conhecendo-se a vazão do evaporador, o número de tubos do trocador de
calor e o diâmetro interno do tubo, é possível determinar o número de Reynolds ( Re )
através da equação (36). A viscosidade dinâmica ( µ l ) é obtida da tabela de vapor
d`água (Anexo A) com base na temperatura média, entre a entrada e a saída do
trocador de calor, que é aproximadamente 4°C. Sendo assim, encontra-se o valor de
1553 x 10 -6 Pa.s para µ l . Definidos todas as variáveis da equação (36), obtém-se o
valor de 81120 para o número de Reynolds. Este valor define o escoamento como
sendo turbulento.
Antes de determinar o valor do coeficiente interno de transferência de calor
por convecção, é preciso encontrar outros dois números adimensionais. O número
de Prandtl ( Pr ) é obtido da tabela de vapor d`água (Anexo A) para uma temperatura
média de 4°C. Este valor é igual a 11,24.
Em função dos números de Reynolds e Prandtl, obtém-se o número de
Nusselt ( Nu ) pela equação (39). O resultado desta equação fornece o valor de 512.
75

Com a condutividade térmica da água igual a 577 x 10 -3 W/m.K, é possível
retornar a equação (38) e encontrar o valor de 8665 W/m 2 .K para o coeficiente
interno de transferência de calor por convecção.
5.6.3 O Coeficiente de Transferência de Calor Externo
Como o objetivo é condensar o vapor, o coeficiente externo de transferência
de calor por convecção ( h e ) é determinado pela equação (40).
Antes de aplicar esta equação deve-se estimar as seguintes variáveis:
a) a aceleração da gravidade igual a 9,81 m 2 /s;
b) a temperatura de saturação do vapor igual a 8°C e a temperatura
superficial do tubo igual a 6°C. Sendo que a temperatura média para
determinação das propriedades termodinâmicas é igual a 7°C;
c) para a temperatura de saturação, a massa específica do vapor e a
entalpia de mudança de fase valem 7,669x10 -3 kg/m 3 e 2482,6 kJ/kg,
respectivamente;
d) as demais propriedades termodinâmicas são com base na temperatura
média. A massa específica da água é igual a 1000 kg/m 3 , a
condutividade térmica da água é de 582x10 -3 W/m.K, a viscosidade
dinâmica é de 1422x10 -6 Pa.s e o calor específico vale 4,19 kJ/kg.K.
Antes de determinar o coeficiente externo de transferência de calor é preciso
encontrar o número adimensional de Jakob ( Ja ) através da equação (42).
Posteriormente calcula-se o valor da entalpia de mudança de fase modificada ( h' fg ).
Após determinados todas as variáveis da equação (40) encontra-se o valor de 3980
W/m 2 .K para o coeficiente externo de transferência de calor por convecção.
5.6.4 Comprimento dos Tubos do Trocador de Calor
Como a ordem de grandeza dos coeficientes de transferência de calor
interno e externo é a mesma, será adotada uma configuração sem aletas para os
tubos do trocador de calor. Considerando que a resistência térmica da parede e o
fator de incrustação dos tubos são desprezíveis, aplica-se a equação (34) para obter
76

o comprimento dos tubos. Note que o comprimento dos tubos deve ser tal que a
soma das resistências térmicas interna (1/ hA) i i e externa (1/ hA) e e se iguala à
resistência térmica global (1/UA ).
A área interna ( A i ) e a externa ( A e ) são determinadas pela equação (35),
resultando em um comprimento ( l ) para os tubos de 56,27 m.
O número de passes será dado pelo comprimento total dos tubos dividido
pelo comprimento do trocador de calor. No local onde será instalado o trocador de
calor, a torre de destilação tem um diâmetro interno de 4,7 m. Desta maneira, as
dimensões do trocador de calor adotadas são apresentadas na tabela 12.
TABELA 12 – DIMENSÕES DO TROCADOR DE CALOR
Altura (m) Comprimento (m) Largura (m) Área (m 2 )
1,20 3,20 3,20 10,24
Desta forma, o número de passes para cada tubo será igual a 18.
A figura 30 ilustra a configuração dos tubos do trocador de calor.
Figura 30 – Representação dos tubos do trocador de calor.
77

5.6.5 Perda de Carga no Trocador de Calor
Note que haverá tanto perda de carga na parte externa do trocador de calo
quanto na interna. A perda de carga externa irá alterar o nível de vácuo na torre de
destilação e a perda de carga interna é importante para dimensionamento da bomba
de circulação de água gelada.
5.6.5.1 Perda de carga entre feixes de tubos
Primeiramente, foi idealizado o arranjo dos tubos no trocador de calor. Para
isto considerou-se a largura do trocador e o número de tubos para então encontrar a
distância transversal entre os centros dos tubos. A distância longitudinal foi definida
a partir da altura do trocador e o número de fileiras. Sendo assim, as distâncias entre
os centros dos tubos correspondem à 63,5 mm na direção transversal e 65,0 mm,
na longitudinal.
Para encontrar a perda de carga utiliza-se a equação (43) que depende da
velocidade máxima do escoamento. Com base na equação (45) verificou-se que a
velocidade máxima ocorre no plano transversal como mostra a figura 29. Assim, a
velocidade máxima, encontrada através da equação (47), é igual a 20,85 m/s.
Utilizando-se as propriedades termodinâmicas do vapor, a velocidade
máxima encontrada anteriormente e o diâmetro externo dos tubos, o número de
Reynolds encontrado, através da equação (48), é de 732. Os fatores de atrito ( f ) e
o de correção ( χ ) são obtidos através do Anexo D em função do número de
Reynolds. Sendo assim a perda de carga equivale a 14,41 Pa.
5.6.5.2 Perda de carga no interior dos tubos
Utilizando-se as propriedades termodinâmicas da água, a velocidade
fornecida pelo equipamento de refrigeração e o diâmetro interno do tubo, o número
de Reynolds encontrado, através da equação (48), é de 71577, classificando o
escoamento como turbulento.
78

A perda de carga ao longo da tubulação é encontrada através da equação
50. Para tanto é necessário encontrar, através do diagrama de Moody (Anexo F), o
fator de atrito ( f ) em função da relação rugosidade relativa, ε /di
(Anexo E). O valor
encontrado para a perda distribuída é de 157845 Pa.
A perda de carga localizada será encontrada através da equação (51) em
função dos coeficientes de perda (Anexo G). A relação entre o comprimento total dos
tubos e o número de passes leva a um número de 17 dobras de 180°. Sendo assim,
a perda localizada é de 18052 Pa.
Estes resultados permitem que encontre-se, utilizando a equação (49), o
valor de 175897 Pa para a perda de carga no interior dos tubos do trocador de calor.
5.7 DIMENSIONAMENTO DO SISTEMA DE BOMBEAMENTO
Devido a localização do equipamento de refrigeração que será instalado
junto ao solo, torna-se necessário um sistema de bombeamento/tubulação que eleve
a água até o trocador de calor instalado no topo da torre. Além da tubulação, o
projeto deste sistema leva em consideração os componentes, como por exemplo,
válvulas e cotovelos.
O diâmetro da tubulação é obtido em função da vazão e da velocidade da
água (Q = V ⋅ A)
fornecida pelo evaporador do equipamento de refrigeração. Desta
maneira, o diâmetro calculado é de 257 mm. Será adotado o diâmetro nominal
padronizado de 254 mm, ou seja, 10” (IPIRANGA, 2004).
TABELA 13 – ESPECIFICAÇÃO DO TUBO DE ALIMENTAÇÃO D’ÁGUA
Diâmetro
Externo (mm)
Espessura
(mm)
Diâmetro
Interno (mm)
273,05 9,27 254,51 60,24
Fonte: IPIRANGA, 31/08/04.
Peso (kg/m) Material
Aço-Carbono
sem costura
Entre todos os materiais industriais existentes, o aço carbono é o que
apresenta a melhor relação custo/resistência mecânica e também fácil de ser
encontrado no comércio. Em uma refinaria de petróleo, por exemplo, mais de 90%
79

de toda a tubulação são de aço carbono. Emprega-se para água doce, ar
comprimido, óleo, gases e outros fluidos pouco corrosivos (TELLES, 1981).
5.7.1 Perda de Carga de Elevação
O comprimento total da tubulação desde a descarga da bomba até a entrada
no trocador de calor, é igual a 56,13 m. A partir do comprimento da tubulação a
perda de carga distribuída calculada através da equação (50) equivale a 17579 Pa.
Para o cálculo da perda de carga localizada é necessário conhecer o
coeficiente de perda (K) dos componentes que farão parte da tubulação.Os
componentes e os respectivos coeficientes K são:
a) flange com canto arredondado na saída da bomba: K=0,28;
b) cotovelos de 90°: K=0,3;
c) válvula de fluxo único após a descarga da bomba: K=2,0.
Conhecendo a configuração da tubulação que possui cinco cotovelos de 90°
a perda localizada dada pela equação (51) é de 20086 Pa.
Assim, pela equação 49 a perda de carga de elevação é de 37665 Pa.
5.7.2 Perda de Carga de Retorno
Com base no raciocínio utilizado anteriormente, o comprimento total da
tubulação desde a saída do trocador de calor até a entrada no evaporador é de
67,89 m. Da mesma maneira como calculado no item anterior, a perda distribuída
para este comprimento é de 29766 Pa.
Para o cálculo da perda localizada serão levados em consideração os
coeficientes de perda (K) para sete cotovelos de 90°, ligação reentrante na entrada
do evaporador. Tendo como resultado 15304 Pa.
Portanto, a perda de carga de retorno é de 45070 Pa.
80

5.7.3 Perda de Carga na Sucção
O comprimento da tubulação entre o equipamento de refrigeração e a
bomba é de 1 m. Assim a perda distribuída calculada a partir da equação (50)
equivale a 313 Pa.
Sabendo que será instalado uma válvula de bloqueio (K=0,05) e que o tipo
de ligação na saída do equipamento de refrigeração é reentrante (K=0,78) e na
entrada da bomba é do tipo flangeada com canto arredondado (K=0,28), obtém-se
através da equação (51) o valor de 5886 Pa para a perda localizada.
Portanto, a perda de carga na sucção será de 6199 Pa conforme a equação
(49).
5.7.4 Potência da Bomba
Para o cálculo da potência da bomba é necessário conhecer a perda de
carga total do sistema que inclui todas as perdas calculadas anteriormente mais a
perda relacionada ao evaporador do equipamento de refrigeração que é igual a
188690 Pa (proposta comercial TRANE ® , 2004). Desta maneira, a perda de carga
total do sistema é de 453535,41 Pa.
Para especificar a bomba, é necessário encontrar a altura manométrica (H).
Sabendo que a velocidade na sucção e na descarga são iguais, a partir da equação
(49), tem-se que:
p2
p1
H = − = z2
− z1
+ hL
(60)
γ γ
onde z2-z1 é a diferença de altura entre a sucção e a descarga da bomba.
A altura manométrica do projeto em questão é de 46,5 m.
Conhecendo a vazão de água, especifica-se a bomba a partir do gráfico
H x Q, fornecido pelo fabricante (KSB, 2004).
TABELA 14 – ESPECIFICAÇÃO DA BOMBA
Modelo Altura (m) Vazão (m 3 /h) Rendimento
ETA 150-40 46,5 605 72%
Fonte: KSB Catálogo de Bombas Centrífugas Horizontais, de 01 de setembro de 2004.
81

Após a especificação, é possível conhecer a potência efetiva da bomba,
fornecida pelo fabricante. Neste caso a potência efetiva é de 106 kW.
5.8 QUADRO DE RESUMO
Para uma melhor visualização, a tabela 15 apresenta os resultados obtidos
nos itens anteriores.
TABELA 15 – RESULTADOS OBTIDOS
Vazão mássica de vapor
( v
Resultados
m&
Carga Térmica
Dados Fornecidos
)
Pressão no interior da
torre
1,11 kg/s
1,0666 kPa
Dado Calculado Carga térmica 2758 kW
Valor Adotado Carga térmica 3516 kW
Trocador de
Calor
Sistema de
Bombeamento
Vazão d`água (Q) 0,1687 m 3 Dados Fornecidos
Velocidade (V)
/s
3,26 m/s
Valor Adotado Número de tubos (Nt) 50
Fator UA 885,68 kW/K
Número de Reynolds (Re) 81120
Diâmetro interno (di) 0,036 m
Diâmetro externo (de) 0,038 m
Número de Nusselt (Nu)
Coeficiente de convecção
interno (hi)
512
8665 W/m 2 K
Coeficiente de convecção
externo (he)
3980 W/m 2 Dados Calculados
K
Comprimento dos tubos (l) 56,27 m
entre os feixes de tubos
do trocador de calor
14,41 Pa
no interior dos tubos do
trocador de calor
175,897 kPa
Perdas de Carga na sucção da bomba
de elevação
6,199 kPa
37,665 kPa
de retorno 45,070 kPa
no evaporador do
equipamento
188,690 kPa
Total 453,535 kPa
Potência da Bomba WB & 106 kW
82

6 DISCUSSÃO DOS RESULTADOS E CONCLUSÕES
A condensação do vapor d’água na saída da torre de destilação a vácuo
levou a uma busca no mercado de um equipamento de refrigeração que atendesse
àquela necessidade. Entre os equipamentos disponíveis e que possivelmente
atenderiam ao projeto, fez-se a opção por equipamentos que operam com água
gelada e que são utilizados em condicionamento de ar.
A utilização destes equipamentos para uso em processos industriais não é
comum, principalmente em condições de temperatura e pressão específicas e não
convencionais, como é o caso deste projeto.
Para garantir a condensação do vapor d’água é necessário que a água entre
no evaporador do equipamento a uma temperatura de 6°C e deixe o mesmo com
destino ao trocador de calor a uma temperatura de 1°C. Esta condição impediu o
uso de equipamentos que operam com base no ciclo de absorção, pois os
fabricantes consultados não dispõem de equipamentos comerciais que atendam tais
condições. As temperaturas mínimas de operação para estes equipamentos, que
operam com uma solução de LiBr, são 12°C na entrada e 7°C na saída do
evaporador, impossibilitando a condensação do vapor.
A alternativa ficou por conta da utilização de equipamentos que operam com
base no princípio de compressão de vapor, o chamado Chiller Centrífugo. Em
relação aos equipamentos comerciais, não há restrições quanto ao limite de
temperatura. A adição de uma solução de etileno glicol na água gelada possibilita a
obtenção de temperaturas próximas ao ponto de congelamento da água.
A carga térmica calculada para condensar a massa de vapor d’água é de
800 TR (2.813 kW). Por precaução especificou-se um equipamento com 1000 TR
(3.516 kW) de capacidade de refrigeração.
Mesmo consultando quatro fabricantes, somente duas propostas puderam
ser analisadas em profundidade, uma vez que um dos fabricantes não enviou a
proposta e o outro enviou uma proposta incompleta que não contemplava as
condições de pagamento, os prazos de entrega e as condições de garantia.
Como os custos apresentados pelos fabricantes Mcquay ® e TRANE ®
estavam entre os esperados pela REPAR e variaram apenas 3,6%, esta não foi uma
etapa decisiva para a seleção.
83

As propostas comerciais também eram muito semelhantes, pois ofereciam
prazos de entrega em torno de 3 meses e contratos de garantia que variavam entre
12 e 18 meses. A diferença ficou por conta da condição de pagamento do fabricante
TRANE ® que analisada economicamente pode favorecer o comprador.
A diferença entre a área que cada equipamento ocupa é relevante, pois o
equipamento da TRANE ® ocupa uma área 17,3% maior quando comparado ao outro
fabricante.
A análise da potência consumida pelo equipamento, fator que tem influência
direta no consumo anual de energia, foi decisivo para a seleção do equipamento. O
equipamento CVHF 1280 do fabricante TRANE ® apresenta uma potência 4,24%
menor se comparado com o modelo WSC 126 do fabricante McQuay ® .
Analisando a depreciação dos equipamentos, notou-se que o equipamento
CVHF 1280 do fabricante TRANE ® torna-se economicamente mais viável a partir do
5º ano de operação. Tomando-se como base a vida útil do equipamento ao longo de
20 anos de funcionamento, o reflexo no consumo de energia, que considera a
hipótese do equipamento operar 24 horas por dia durante os 365 dias do ano, ou
seja, 8760 horas por ano, foi significativo e fundamental na seleção do equipamento.
A economia de energia obtida com o modelo CVHF 1280 foi de 4,43% em relação
ao modelo WSC 126.
Analisando o equipamento que opera a vapor dentro do processo requerido
pela REPAR, o mesmo apresenta um gasto com energia 5,93% inferior ao modelo
CVHF 1280 quando a energia é comprada da COPEL, mas um gasto 192% superior
quando a energia elétrica é gerada pela REPAR. Percebe-se que a utilização do
vapor como fonte de energia alternativa é viável se a energia elétrica for comprada
diretamente da Copel, caso contrário o vapor como fonte de energia torna-se inviável
economicamente.
Aliando-se a análise da depreciação ao estudo do consumo de energia,
baseados nos fatores acima descritos, o equipamento selecionado é o modelo CVHF
1280 fornecido pela empresa TRANE ® Ar Condicionado.
A seleção de um equipamento que possibilita a condensação do vapor
d’água na saída da torre de destilação a vácuo nos aspectos técnico e econômico,
está dentro da expectativa da REPAR. O equipamento selecionado ainda permite
84

uma economia relacionada ao custo anual da energia elétrica quando comparado
aos outros equipamentos, possibilitando um retorno antecipado do investimento.
Quanto ao dimensionamento do trocador de calor e do sistema de
bombeamento, este somente foi possível após a especificação do equipamento de
refrigeração. Como não foi possível encontrar no mercado um trocador de calor que
pudesse ser instalado no interior da torre de destilação a vácuo, devido ao diâmetro
da mesma, foi necessário dimensioná-lo.
A retirada do condensado, produto da condensação do vapor, será efetuada
pela lateral da torre de destilação. O condensado é depositado em uma bandeja,
logo abaixo do trocador de calor. Esta técnica de retirada é a mesma utilizada para
os produtos da destilação a vácuo, ou seja, um processo já conhecido da REPAR.
Da mesma forma, foi necessário especificar os componentes do sistema de
bombeamento e dimensionar a tubulação, possibilitando encontrar no mercado uma
bomba que tenha condições de elevar a água até o trocador de calor.
A implantação deste sistema na torre de destilação a vácuo permitirá que a
REPAR aumente a temperatura do resíduo atmosférico na entrada da torre,
possibilitando o aumento da produção de GOP e conseqüentemente, um rendimento
maior do processo de refino.
É muito importante salientar a complexidade e a quantidade de variáveis e
informações envolvidas em um projeto deste porte.
Desde os aspectos técnicos, econômicos e de recursos humanos devem ser
relacionados e levados em consideração para que a implantação do projeto e,
posteriormente, durante seu funcionamento o objetivo seja alcançado.
85

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ANEXO A – PROPRIEDADES TERMODINÂMICAS DA ÁGUA – LÍQUIDO E
VAPOR SATURADOS
Fonte: INCROPERA, 1998.
89

ANEXO B – GRÁFICO PRESSÃO X ENTALPIA DO FLUIDO R134A
Fonte: DUPONT, 2004
90

ANEXO C – GRÁFICO PRESSÃO X ENTALPIA DO FLUIDO HCFC 123
Fonte: DUPONT, 2004
91

ANEXO D – FATOR DE ATRITO E FATOR DE CORREÇÃO: CONFIGURAÇÃO
ALTERNADA DO FEIXE TUBULAR
Fonte: INCROPERA, 1998.
92

ANEXO E – GRAU DE RUGOSIDADE
Fonte: TELLES, 1994
93

ANEXO F – FATOR DE ATRITO
Fonte: TELLES, 1994
94

ANEXO G – COEFICIENTE DE PERDA PARA COMPONENTES
Fonte: MUNSON, 1997
95

ANEXO H – DESENHO ESQUEMÁTICO - MODELO CVHF 1280
96