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