Alan Batschauer
DESENVOLVIMENTO DE UMA BANCADA DE ENSAIO PARA MEDIR A FORÇA DE ATRITO NO PAR PISTÃO-CILINDRO
EM COMPRESSORES ALTERNATIVOS
Dissertação submetida ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina para a obtenção do Grau de Mestre em Engenharia Mecânica.
Orientador: Prof. Carlos Alberto Flesch, Dr. Eng.
Coorientador: Leonardo do Nascimento Cervelin, Dr. Eng.
Florianópolis 2018
Ficha de identificação da obra elaborada pelo autor, através do Programa de Geração Automática da Biblioteca Universitária
da UFSC.
Batschauer, Alan
Desenvolvimento de uma bancada de ensaio para medir a força de atrito no par pistão-cilindro em compressores alternativos / Alan Batschauer; orientador, Carlos Alberto Flesch, coorientador, Leonardo Nascimento Cervelin, 2018. – Florianópolis, SC, 2018. 142 p. Dissertação (mestrado) - Universidade Federal de Santa Catarina, Centro Tecnológico, Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, Florianópolis, 2018.
Inclui referências.
1. Engenharia Mecânica. 2. Compressor hermético alternativo. 3. Par pistão-cilindro. 4. Atrito. 5. Dissipação de potência por atrito. I. Flesch, Carlos Alberto. II. Cervelin, Leonardo Nascimento. III. Universidade Federal de Santa Catarina. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica. IV. Título.
Alan Batschauer
DESENVOLVIMENTO DE UMA BANCADA DE ENSAIO PARA MEDIR A FORÇA DE ATRITO NO PAR PISTÃO-CILINDRO
EM COMPRESSORES ALTERNATIVOS
Esta Dissertação foi julgada adequada para obtenção do Título de “Mestre em Engenharia Mecânica” e aprovada em sua forma final pelo Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica.
Florianópolis, 29 de maio de 2018.
Prof. Jonny Carlos da Silva, Dr. Eng.
Coordenador do Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica
Prof. Carlos Alberto Flesch, Dr. Eng. Orientador
Leonardo do Nascimento Cervelin, Dr. Eng. Coorientador
Banca Examinadora:
Prof. Carlos Alberto Flesch, Dr. Eng. – Presidente Universidade Federal de Santa Catarina
Prof. Jose Daniel Biasoli de Mello, Dr. Universidade Federal de Uberlândia Prof. Marco Antonio Martins Cavaco, PhD
Universidade Federal de Santa Catarina
Tiago Loureiro Figaro da Costa Pinto, Dr. Eng. Universidade Federal de Santa Catarina
AGRADECIMENTOS
Ao meu orientador Carlos Alberto Flesch, que ofereceu assistência e sugestões indispensáveis.
Ao Leonardo Nascimento Cervelin, pela colaboração em solucionar os problemas que surgiram ao longo deste trabalho.
Ao Carlos Adriano da Luz, pelo auxílio técnico.
Ao Antonio Luiz Schlata Pacheco, pelo tempo dedicado à revisão do texto.
Ao Ahryman, pelo apoio técnico e logístico.
À Universidade, ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, ao Labmetro e à Embraco, por apoiarem e fornecerem os meios necessários para tornar possível a realização deste trabalho.
A todos que de alguma maneira contribuíram para a realização deste trabalho.
RESUMO
Empresas interessadas em manter ou assumir uma posição de liderança devem investir para que seus produtos atendam às demandas do consumidor e à legislação vigente, porque somente os produtos mais eficientes e, consequentemente, menos agressivos ao meio-ambiente, sobrevivem no mercado. No que se refere ao segmento de refrigeração doméstica, o compressor é o principal componente e, portanto, alvo de constantes modificações para aumentar a sua eficiência. Uma das formas de aumentar a eficiência dos compressores é reduzir o atrito que se desenvolve entre os seus componentes, notadamente no par pistão-cilindro. Existem inúmeros trabalhos que investigam o atrito e a dissipação de potência decorrente por meio de métodos numéricos, buscando melhor compreende-los e as formas para reduzi-los. Porém, os métodos numéricos necessitam invariavelmente aplicar hipóteses simplificadoras em seus modelos devido à complexidade dos fenômenos físicos que afetam o atrito. Por outro lado, os métodos experimentais testam o compressor com as suas distorções e imperfeições características e, por isso, fornecem resultados mais representativos. Embora existam resultados numéricos do atrito e da dissipação de potência por atrito no par pistão-cilindro, não foram encontrados resultados experimentais. Os métodos experimentais encontrados na literatura fornecem somente um valor médio da dissipação de potência por atrito de todo o compressor. Frente ao exposto, nesta dissertação foi desenvolvida e avaliada experimentalmente uma bancada de ensaio para medir o atrito no par pistão-cilindro e a dissipação de potência por atrito em cada posição angular ao longo de um ciclo de compressão. Essas informações adicionais podem auxiliar estudos mais detalhados dos fatores que afetam o atrito no par pistão-cilindro, visando o aprimoramento do compressor. A arquitetura de hardware e software da bancada de ensaio foi apresentada e os resultados obtidos dessa bancada foram comparados com os resultados obtidos de outro método experimental, que foi adaptado para permitir essa comparação. Em toda a faixa de frequência rotacional analisada, os resultados de ambos os métodos concordaram entre si. Além disso, uma avaliação das incertezas de medição foi realizada, de modo a aumentar a confiabilidade dos resultados do presente trabalho.
Palavras-chave: Compressor hermético alternativo. Par pistão-cilindro. Atrito. Dissipação de potência por atrito.
ABSTRACT
Companies concerned with maintaining or assuming a leading position should invest in ensuring that their products meet consumer demands and legislation, because only the most efficient and therefore less environmentally aggressive products survive in the marketplace. As far as the domestic refrigeration segment is concerned, the compressor is the main component and therefore the target of constant modifications to increase its efficiency. One of the ways to increase the efficiency of compressors is to reduce the friction that develops between their components, notably in the piston-cylinder pair. There are countless works that investigate the friction and the dissipation of power derived by means of numerical methods, seeking to better understand friction and the ways to reduce it. However, numerical methods invariably need to apply simplifying hypotheses in their models because of the complexity of the physical phenomena that affect friction. On the other hand, the experimental methods test the compressor with its characteristic distortions and imperfections and, therefore, provide more representative results. Although there are numerical results of the friction and dissipation of frictional power in the piston-cylinder pair, no experimental results were found. The experimental methods found in the literature only provide an average value of the friction power dissipation of the entire compressor. Therefore, in this dissertation a test bench was developed and evaluated experimentally to measure friction in the piston-cylinder pair and the dissipation of power by friction in each angular position along a compression cycle. This additional information may support more detailed studies of the factors affecting friction in the piston-cylinder pair, in order to improve the compressor. The hardware and software architecture of the test bench was presented, and the results obtained from this bench were compared with the results obtained from another experimental method, which was adapted to allow this comparison. Throughout the rotational frequency range analyzed, the results of both methods agreed with each other. In addition, an evaluation of the measurement uncertainties was performed, in order to increase the reliability of the results of the present work.
Keywords: Hermetic reciprocating compressor. Piston-cylinder. Friction. Power dissipation by friction.
LISTA DE FIGURAS
Figura 1 − Componentes de um sistema de refrigeração por compressão
mecânica de vapor. ... 32
Figura 2 − Componentes de um compressor alternativo. ... 34
Figura 3 − Ciclo de compressão de um compressor alternativo. ... 36
Figura 4 − Diagrama pV... 38
Figura 5 − Diagrama de Stribeck. ... 40
Figura 6 − Mecanismo de compressão de um compressor alternativo. . 51
Figura 7 − Diagrama de corpo livre do pistão. ... 53
Figura 8 − Diagrama de corpo livre de um segmento da biela. ... 54
Figura 9 − Representação esquemática da roseta 0/90º. ... 58
Figura 10 − Instalação dos extensômetros na biela. ... 59
Figura 11 − Configuração empregada da ponte de Wheatstone. ... 60
Figura 12 − Cadeia de medição da força de reação da biela. ... 61
Figura 13 − Diagrama esquemático da condução dos fios do extensômetro para fora da biela... 62
Figura 14 − Curva com valores crescentes de carregamento. ... 63
Figura 15 − Curva com valores decrescentes de carregamento... 64
Figura 16 – Diferença entre o modelo linear e as medições. ... 65
Figura 17 − Diagrama esquemático da instalação do encoder. ... 69
Figura 18 − Alinhamento entre o canal de referência e o PMS. ... 71
Figura 19 − Da esquerda para a direita: pistão, pino e biela. ... 72
Figura 20 − Diagrama esquemático da bancada de ensaio. ... 74
Figura 21 − Força de inércia e frequência rotacional ao longo de um ensaio... 80
Figura 22 − Frequência rotacional ao longo de uma rotação do eixo no início transitório de desaceleração. ... 80
Figura 23 – Posição, velocidade e aceleração do pistão ao longo de uma rotação do eixo na frequência rotacional de regime permanente. ... 82
Figura 24 – Ângulo da biela e as componentes de aceleração centrípeta e tangencial da biela na frequência rotacional de regime permanente. .... 83
Figura 25 – Força de inércia do pistão e força de inércia da biela ao longo de uma rotação do eixo na frequência rotacional de regime permanente. ... 84
Figura 26 − Força de reação da biela ao longo de um ensaio. ... 85
Figura 27 − Sinal de deformação e sinal da força de reação da biela. ... 86
Figura 28 − Sincronização entre os sinais de medição. ... 87
Figura 29 − Força de atrito ao longo de um ensaio com o óleo ISO VG 22. ... 88
Figura 30 − Força de atrito ao longo de uma rotação completa do eixo
com ISO VG 22 (a) e ISO VG 5 (b). ... 89
Figura 31 − Força de atrito na frequência rotacional de 2 Hz com ISO VG 22. ... 91
Figura 32 − Relação entre o valor RMS da força de atrito e a frequência rotacional com os óleos ISO VG 22 e ISO VG 5. ... 92
Figura 33 − Marcas de desgaste no pistão. ... 94
Figura 34 − Perda mecânica ao longo de uma rotação do eixo com ISO VG 22 (a) e ISO VG 5 (b). ... 95
Figura 35 − Integral da perda mecânica em função da frequência rotacional com os óleos ISO VG 22 e ISO VG 5. ... 96
Figura 36 − Momentos de inércia com (a) e sem o contrapeso (b). .... 100
Figura 37 − Perda mecânica no pistão e nos olhais da biela obtida por meio do método a vazio com desligamento. ... 101
Figura 38 – Curva de erros de um sistema de medição. ... 104
Figura 39 − Histograma da inclinação das retas. ... 108
Figura 40 − Conexão do motor elétrico ao encoder. ... 110
Figura 41 − Erro no espaçamento entre pulsos do encoder. ... 111
Figura 42 − Incerteza de medição da força de inércia (a) e da força de reação da biela (b). ... 116
Figura 43 − Incerteza de medição da força de atrito (a) e da perda mecânica (b) com ISO VG 22. ... 117
Figura 44 − Comparação entre os métodos com os óleos ISO VG 22 (a) e ISO VG 5 (b). ... 121
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 – Repetibilidade do método da deformação da biela. ... 97 Tabela 2 – Grandeza de entrada com valores crescentes... 105 Tabela 3 – Grandeza de entrada com valores decrescentes. ... 106 Tabela 4 − Incerteza de medição das massas do ajuste de sensibilidade da biela instrumentada. ... 107 Tabela 5 − Resultado da medição das dimensões do mecanismo de compressão. ... 114 Tabela 6 − Resultado da medição da massa do pino e do pistão. ... 114 Tabela 7 − Resultado da perda mecânica do método da deformação da biela com a respectiva incerteza de medição. ... 118 Tabela 8 − Resultado da perda mecânica do método a vazio com
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS
adm Adimensional
CNPq Conselho Nacional de Desenvolvimento Científico e Tecnológico
CMRR Common-Mode Rejection Ratio
DLC Diamond-like Carbon
Labmetro Laboratório de Metrologia e Automatização
LIAE Laboratório de Instrumentação e Automação de Ensaios
IBGE Instuto Brasileiro de Geografia e Estatística
ISO International Organization for Standardization
NI National Instruments
PBE Programa Brasileiro de Etiquetagem
PMI Ponto morto inferior
PMS Ponto morto superior
PosMEC Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da UFSC
pV Diagrama da pressão em função do volume
RMS Root Mean Square
SSR Solid State Relay
UFSC Universidade Federal de Santa Catarina
LISTA DE SÍMBOLOS Alfabeto latino: 𝑑 [m] Excentricidade 𝐸𝐿 [µm/m] Erro de linearidade 𝑓𝑎 [Hz] Frequência de aquisição 𝐹𝐴 [N] Força de atrito
𝐹𝐵 [N] Força de reação da biela
𝐹𝑒 [N] Força transmitida ao longo da biela 𝐹𝐼 [N] Força de inércia do pistão e da biela
𝐹𝑁 [N] Força normal
𝐹𝑃 [N] Força de pressão
𝐻 [µm/m] Histerese
𝐼 [kg.m2] Momento de inércia do compressor 𝐼𝑡 [kg.m2] Momento de inércia para o cálculo de P
t 𝐼𝑚 [kg.m2] Momento de inércia para o cálculo de Pm 𝑘 [adm] Constante do extensômetro
𝑙 [m] Comprimento da biela
𝑙𝑐𝑚 [m] Centro de massa do segmento da biela 𝑚𝑏 [kg] Massa do segmento da biela
𝑚𝑝𝑖𝑠𝑡ã𝑜 [kg] Massa do pistão
𝑚𝑝𝑖𝑛𝑜 [kg] Massa do pino do pistão 𝑚𝑝 [kg] Massa do pino e do pistão 𝑛 [adm] Número de pulsos detectados 𝑁 [adm] Número natural entre 1 e 31
𝑝 [Pa] Pressão na câmara de compressão ou carga
𝑃 [W] Perda mecânica
𝑃𝑝 [W] Perda mecânica no pistão e nos olhais 𝑃𝑡 [W] Perda mecânica total
𝑃𝑚 [W] Perda mecânica nos mancais radiais e axial
𝑄𝑎 [W] Calor absorvido
𝑄𝑟 [W] Calor rejeitado
𝑟 [m] Comprimento da manivela
𝑅1𝑥 [N] Reação da biela sobre o pistão no eixo x 𝑅1𝑦 [N] Reação da biela sobre o pistão no eixo y 𝑅2𝑥 [N] Reação do pistão sobre a biela no eixo x 𝑅2𝑦 [N] Reação do pistão sobre a biela no eixo y 𝑅 [Ω] Resistência nominal do extensômetro
𝛥𝑅 [Ω] Variação da resistência elétrica do extensômetro 𝑅𝑒 [µm/m] Repetibilidade
𝑡𝑛 [s] Intervalo de tempo entre flancos ascendentes 𝑢𝛥𝜃 [rad] Desvio-padrão de Δθ
𝑢𝑡 [s] Incerteza padrão equivalente do NI-9401 em segundos
𝑢𝑡𝜃 [rad]
Incerteza padrão equivalente do NI-9401 em radianos
𝑢𝛿𝜃 [rad] Incerteza de medição do encoder 𝑢𝜔𝑛 [rad/s] Incerteza de medição de 𝜔𝑛
𝑢𝛼𝑛 [rad/s
2] Incerteza de medição de 𝛼
𝑛 𝑢𝜔𝑛+1 [rad/s] Incerteza de medição de 𝜔𝑛+1 𝑢𝛼0→2𝜋 [rad/s2] Incerteza de medição de 𝛼
0→2𝜋 𝑢𝜔𝜋→2𝜋 [rad/s] Incerteza de medição de 𝜔𝜋→2𝜋 𝑢𝜔0→𝜋 [rad/s] Incerteza de medição de 𝜔0→𝜋 𝑢𝑃𝑡 [W] Incerteza de medição de 𝑃𝑡 𝑢𝑃𝑚 [W] Incerteza de medição de 𝑃𝑚 𝑢𝐼𝑡 [kg.m 2] Incerteza de medição de 𝐼 𝑡 𝑢𝐼𝑚 [kg.m2] Incerteza de medição de 𝐼𝑚
𝑈𝑃 [W] Incerteza expandida da perda mecânica 𝑈𝑃𝑝 [W] Incerteza expandida de 𝑃𝑝
𝑣 [m/s] Velocidade relativa
𝑉 [m3] Volume da câmara de compressão
𝑥𝑝 [m] Posição do pistão
𝑥̇𝑝 [m/s] Velocidade do pistão 𝑥̈𝑝 [m/s2] Aceleração do pistão
𝑥𝑏 [m] Posição da biela
𝑥̈𝑏 [m/s2] Aceleração da biela na direção do eixo 𝑥
𝑊 [W] Trabalho
Alfabeto grego:
𝛼 [rad/s2] Aceleração angular do eixo de acionamento 𝛼𝑛 [rad/s2] Aceleração angular no instante n
𝛼0→2𝜋 [rad/s2] Aceleração angular média de um ciclo de compressão
𝜀 [µm/m] Deformação
𝜃̇ [rad/s] Velocidade angular do eixo de acionamento 𝜃̈ [rad/s2] Aceleração angular do eixo de acionamento 𝜃𝑛 [rad] Posição angular do eixo no instante n
𝛿𝜃 [rad] Espaçamento entre flancos ascendentes do encoder
𝜃𝑜 [rad] Posição angular de referência
Δθ [rad] Erro do encoder
𝜈 [m2/s] Viscosidade cinemática
𝜑 [rad] Ângulo da biela em relação ao eixo x 𝜑̇ [rad/s] Velocidade angular da biela
𝜑̈ [rad/s2] Aceleração angular da biela 𝜔 [rad/s] Frequência rotacional
𝜔𝑛 [rad/s] Frequência rotacional no instante n
𝜔0→𝜋 [rad/s] Frequência rotacional média da primeira metade do ciclo de compressão 𝜔𝜋→2𝜋 [rad/s]
Frequência rotacional média da segunda metade do ciclo de compressão
𝜔0→2𝜋 [rad/s] Frequência rotacional média de um ciclo de compressão 𝜔𝑚 [rad/s] Velocidade angular do motor elétrico
SUMÁRIO
1. INTRODUÇÃO ... 27 1.1 OBJETIVO ... 29 1.2 ESTRUTURA DA DISSERTAÇÃO ... 30 2. REVISÃO DA LITERATURA ... 31 2.1 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR ... 31 2.2 COMPRESSORES HERMÉTICOS ALTERNATIVOS ... 33 2.3 CICLO DE COMPRESSÃO ... 36 2.4 DISSIPAÇÃO DE POTÊNCIA EM COMPRESSORES
HERMÉTICOS ALTERNATIVOS ... 37 2.4.1 Perdas termodinâmicas ... 37 2.4.2 Perdas elétricas ... 39 2.4.3 Perdas mecânicas ... 39
2.5 MÉTODOS PARA A DETERMINAÇÃO DAS PERDAS
MECÂNICAS EM COMPRESSORES HERMÉTICOS
ALTERNATIVOS ... 42 2.5.1 Métodos analíticos e numéricos ... 42 2.5.2 Métodos experimentais ... 45 2.5.3 Métodos experimentais empregados na indústria ... 47 2.6 CONSIDERAÇÕES FINAIS ACERCA DA REVISÃO DA LITERATURA ... 49 3. FORMULAÇÃO TEÓRICA DO MÉTODO DA
DEFORMAÇÃO DA BIELA ... 51 4. INSTRUMENTAÇÃO ... 57 4.1 FORÇA DE REAÇÃO DA BIELA ... 57 4.1.1 Extensômetro ... 57
4.1.2 Ajuste de sensibilidade da biela instrumentada ... 62 4.2 FORÇA DE INÉRCIA ... 65 4.2.1 Encoder óptico ... 66 4.2.2 Instalação do encoder ... 68 4.2.3 Procedimento de zeragem ... 70 4.2.4 Massas do pistão e da biela ... 71 4.3 SINCRONIZAÇÃO E PARÂMETROS DE AQUISIÇÃO ... 72 4.4 BANCADA DE ENSAIO ... 74 5. AVALIAÇÃO EXPERIMENTAL ... 77 5.1 PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL ... 77 5.2 PROCESSAMENTO DE SINAIS ... 79
5.3 RESULTADOS DO MÉTODO DA DEFORMAÇÃO DA BIELA .
... 79 5.3.1 Avaliação do sinal do encoder ... 79 5.3.2 Avaliação do sinal do extensômetro ... 85 5.3.3 Força de atrito ... 88 5.3.4 Dissipação de potência por atrito ... 94
5.4 RESULTADOS DO MÉTODO A VAZIO COM
DESLIGAMENTO ... 98 6. AVALIAÇÃO DAS INCERTEZAS DE MEDIÇÃO ... 103
6.1 AVALIAÇÃO DA INCERTEZA DE MEDIÇÃO DA FORÇA NA
BIELA ... 103
6.2 AVALIAÇÃO DA INCERTEZA DE MEDIÇÃO DA FORÇA DE
INÉRCIA ... 109 6.2.1 Incerteza de medição do encoder ... 109 6.2.2 Incerteza de medição da frequência rotacional e da aceleração angular ... 112 6.2.3 Incerteza de medição das dimensões do mecanismo de
6.2.4 Incerteza de medição da massa do pistão e da biela ... 114 6.2.5 Incerteza no procedimento de zeragem do encoder... 115
6.3 PROPAGAÇÃO DAS INCERTEZAS DE MEDIÇÃO NO
MÉTODO DA DEFORMAÇÃO DA BIELA ... 115
6.4 PROPAGAÇÃO DAS INCERTEZAS DE MEDIÇÃO NO
MÉTODO A VAZIO COM DESLIGAMENTO ... 118
6.5 COMPARAÇÃO ENTRE OS MÉTODOS EXPERIMENTAIS 120
7. CONSIDERAÇÕES FINAIS ... 123 7.1 CONCLUSÕES ... 123 7.1.1 Sobre a revisão da literatura ... 123 7.1.2 Sobre a instrumentação ... 124 7.1.3 Sobre a avaliação experimental e os resultados ... 125 7.1.4 Sobre a avaliação das incertezas de medição ... 126 7.2 SUGESTÕES PARA TRABALHOS FUTUROS ... 127 REFERÊNCIAS ... 129 APÊNDICE ... 139
1.
INTRODUÇÃO
Sistemas de refrigeração fazem parte do cotidiano do homem moderno. Nos primórdios da indústria de refrigeração, os equipamentos eram volumosos e dispendiosos, limitando o seu emprego a poucas aplicações. Atualmente, suas aplicações vão desde refrigeradores domésticos e aparelhos de condicionamento de ar, até processos industriais, onde o seu emprego é necessário para manter as condições de fabricação. Nas últimas décadas, o mercado de refrigeração doméstica e comercial expandiu-se rapidamente, havendo poucas residências ou estabelecimentos comercias que não possuam um equipamento de refrigeração. De acordo com a pesquisa nacional por amostra de domicílios disponibilizada pelo Instituto Brasileiro de Geografia e Estatística (IBGE, 2015), 97,8% dos domicílios possuíam pelo menos um refrigerador. Os refrigeradores destacam-se ainda por representar ao redor de 30% do consumo de energia elétrica residencial no país (CARDOSO;
NOGUEIRA; HADDAD, 2010; OLIVEIRA; REBELATTO;
YAMASHITA, 2016).
No que se refere à eficiência, as exigências governamentais em nível nacional e internacional e as demandas do consumidor têm aumentado continuadamente. Por exemplo, desde 1985, por meio do Programa Brasileiro de Etiquetagem (PBE), diversos produtos, incluindo refrigeradores, são classificados de acordo com a sua eficiência energética, estimulando o desenvolvimento e a comercialização de produtos mais eficientes. A Lei n° 10.295, em vigor desde 2001, reforçou o papel do governo como indutor do desenvolvimento tecnológico, estabelecendo de forma compulsória níveis mínimos de eficiência energética de equipamentos comercializados no Brasil (CARDOSO;
NOGUEIRA; HADDAD, 2010; OLIVEIRA; REBELATTO;
YAMASHITA, 2016).
Em sua grande maioria, os refrigeradores são baseados em sistemas por compressão mecânica de vapor, dos quais o compressor é o principal componente. Por isso, ele é alvo constante de modificações por parte de fabricantes de compressores, de modo a aumentar a eficiência dos refrigeradores e, assim, assumir posição de liderança no mercado (DOSSAT, 2004; DAGILIS; VAITKUS, 2017).
Uma maneira de aumentar a eficiência dos compressores é reduzir o atrito que se desenvolve entre os seus componentes por meio de
modificações no compressor, tais como: utilização de óleos lubrificantes de baixa viscosidade; desenvolvimento de novos materiais; aprimoramento dos processos de fabricação (DAGILIS; VAITKUS, 2017). Graças a essas e outras modificações, a eficiência mecânica de compressores aumentou significativamente ao longo das últimas décadas (POSSAMAI; TODESCAT, 2004).
Quando um único compressor é analisado, os ganhos econômicos decorrentes das modificações são marginais. Entretanto, se o conjunto de todos os compressores é considerado, a economia de recursos energéticos torna-se grande e qualquer redução no atrito é relevante. Além disso, um compressor com atrito reduzido não é apenas um compressor mais eficiente, mas, também, um compressor com menos ruído sonoro, menos poluente e agressivo ao meio ambiente, por causa da maior vida útil e, por consequência, menor descarte. A longo prazo, o consumidor beneficia-se dos ganhos na eficiência do compressor (CARDOSO; NOGUEIRA; HADDAD, 2010). Dessa maneira, a pesquisa relacionada ao atrito e as suas causas tem implicações comerciais e ambientais diretas.
Existem inúmeros trabalhos que investigam, por meio de métodos analíticos e numéricos, a dissipação de potência por atrito nos mancais e no par pistão-cilindro (FERNANDES, 1996; GRANDO, 2007; OZDEMIR; HACIOGLU; KASAPOGLU, 2015). No entanto, dada a complexidade do fenômeno do atrito, é essencial obter dados experimentais para melhor compreende-lo. Além disso, a depender dos resultados dos experimentos, a teoria vigente pode ser rejeitada, revista ou aceita, aperfeiçoando os métodos analíticos e numéricos. Apesar de sua importância, a abordagem experimental é um tema menos explorado, sobretudo em relação à medição do atrito no par pistão-cilindro.
Dentre os métodos experimentais, pode-se citar os tribômetros, empregados para medição da força de atrito em geometrias simplificadas sob condições de ensaio controladas, emulando uma parte do compressor (BOYDE et al., 2000; SIPCIKOğLU et al., 2015). Precisamente por isso, a principal desvantagem dos tribômetros é fornecer resultados com baixa representatividade.
Resultados representativos são obtidos para ensaios realizados em um compressor sob condições reais de operação e com instrumentos de medição pouco invasivos. Na literatura, é possível encontrar trabalhos que descrevem diferentes métodos para ensaiar o compressor nessas condições, permitindo medir a totalidade da potência dissipada por atrito (LILIE; KRUEGER, 1990; OH; LEE; LEE, 1994; DAGILIS, V.;
VAITKUS, L, 2009; NAGATA et al., 2012; DAGILIS; VAITKUS, 2017).
À exceção de Cervelin (2013), que apresentou a concepção de um método experimental, não foi encontrado trabalho que objetivasse medir a força de atrito e a dissipação de potência por atrito no par pistão-cilindro. Isso permitiria realizar estudos mais detalhados dos fatores que afetam o atrito, visando o aprimoramento do compressor. Frente ao exposto, esse trabalho de dissertação se propõe a desenvolver e avaliar experimentalmente uma bancada de ensaio capaz de medir essas grandezas, com o devido cuidado para não alterar consideravelmente o comportamento do compressor, a fim de assegurar a representatividade dos resultados.
O desenvolvimento desta bancada pode auxiliar em um estudo das tendências no atrito e na dissipação de potência por atrito em função de diferentes lubrificantes, diferentes parâmetros de operação do compressor, novos materiais e geometrias otimizadas para o par pistão-cilindro.
1.1 OBJETIVO
O objetivo geral desta dissertação é desenvolver e avaliar experimentalmente uma bancada de ensaio para medir a força de atrito e a dissipação de potência por atrito no par pistão-cilindro em compressores alternativos.
Como objetivos específicos, citam-se:
• aprofundar a busca por referências acerca de métodos para a determinação do atrito e da dissipação de potência por atrito em compressores alternativos;
• definir, especificar e desenvolver a arquitetura de hardware e software da bancada de ensaio;
• analisar teoricamente e experimentalmente as variáveis de influência na aplicação do ensaio;
• realizar avaliação das incertezas de medição da bancada; • avaliar e comparar os resultados obtidos da bancada com
os resultados obtidos de outros métodos experimentais e simulações numéricas.
1.2 ESTRUTURA DA DISSERTAÇÃO
No capítulo 2, apresenta-se uma revisão do estado da arte em métodos para a determinação do atrito e da dissipação de potência por atrito em compressores herméticos alternativos. Além disso, são revisados os fundamentos teóricos relacionados ao trabalho, a fim de que ele possa ser melhor compreendido.
No capítulo 3, apresenta-se a formulação teórica do método experimental que serve como base para o desenvolvimento da bancada de ensaio deste trabalho.
No capítulo 4, descrevem-se as cadeias de medição empregadas para a medição das forças que agem sobre o pistão, desde a seleção dos transdutores até os parâmetros de aquisição.
No capítulo 5, tratam-se os resultados obtidos e a coerência dos mesmos pela comparação com os resultados obtidos de outro método experimental adaptado. Além disso, analisam-se as relações entre atrito, frequência rotacional e viscosidade do óleo lubrificante.
No capítulo 6, apresenta-se a avaliação das incertezas de medição, com o objetivo de aumentar a confiabilidade do presente trabalho.
No capítulo 7, são apresentadas as principais conclusões e as sugestões para futuros trabalhos.
2.
REVISÃO DA LITERATURA
Este capítulo apresenta, de forma sucinta, os fundamentos teóricos relacionados ao trabalho e ao estado da arte em métodos para determinação das perdas de potência por atrito em compressores alternativos. Os resultados mais relevantes dos métodos encontrados na literatura foram examinados.
2.1 SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO POR
COMPRESSÃO DE VAPOR
Sistemas de refrigeração têm como finalidade transferir calor de um ambiente a uma baixa temperatura para outro a uma temperatura maior, de modo a refrigerar algum meio ou substância. Suas aplicações são diversas, variando de processos industriais, como a fabricação de circuitos integrados, até equipamentos domésticos, como refrigeradores, condicionadores de ar e bebedouros (DOSSAT, 2004).
Em sua grande maioria, os equipamentos para refrigeração doméstica funcionam com base na compressão mecânica de vapor, que consiste, essencialmente, de quatro componentes: compressor; condensador; válvula de expansão; evaporador (STOECKER, 2002). Um sistema de refrigeração com tais componentes está representado esquematicamente na figura 1.
Figura 1 − Componentes de um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapor.
Fonte: adaptado de Poletto (2006).
Em sistemas como o ilustrado pela figura 1, a energia térmica é conduzida por meio de um fluido refrigerante volátil que está no interior dos dutos. Os trocadores de calor, evaporador e condensador, são responsáveis pela absorção da energia térmica do meio a ser refrigerado e pela cessão dessa energia ao ambiente externo, respectivamente (WANG, 2001; DOSSAT, 2004).
O calor flui continuamente do meio a ser refrigerado para o evaporador, pois o fluido refrigerante, na fase liquida, é mantido a uma temperatura menor do que a temperatura desejada do meio a ser resfriado. A absorção de calor provoca a evaporação do fluido refrigerante (WANG, 2001; DOSSAT, 2004).
Legenda:
Qa Calor absorvido
Qr Calor rejeitado
W Trabalho
1 Linha de sucção - Região de baixa pressão e fase gasosa 2 Linha de descarga - Região de alta pressão e fase gasosa 3 Região de alta pressão e fase líquida
4 Região de baixa pressão e fase líquida
Compressor Condensador Evaporador Dispositivo de expansão 1 2 3 4 Qa Qr W
Meio a ser refrigerado
Na saída do evaporador, o fluido refrigerante a baixa pressão e sob a forma de vapor superaquecido é admitido pelo compressor, o qual eleva a sua pressão e o descarrega no condensador para que possa circular pelo sistema de refrigeração. Em seguida, no condensador, o calor flui do gás refrigerante para o ambiente externo. Essa cessão de calor provoca a condensação do fluido. A tarefa do compressor, portanto, é fornecer trabalho ao ciclo para que as trocas de calor ocorram da menor para a maior temperatura (WANG, 2001; DOSSAT, 2004).
O dispositivo de expansão conecta a saída do condensador com a entrada do evaporador, separando a linha de alta pressão da de baixa. Normalmente, esse dispositivo é um tubo de cobre de diâmetro interno reduzido. Essa restrição submete o líquido na saída do condensador a uma queda brusca de pressão, reduzindo a temperatura de ebulição a um nível menor do que a temperatura desejada do meio a ser refrigerado. Isso possibilita a absorção de calor pela evaporação do fluido, completando o ciclo (WANG, 2001; DOSSAT, 2004).
Em síntese, o ciclo de refrigeração consiste da remoção de calor do fluido refrigerante no condensador para o ambiente externo por meio da liquefação; expansão do fluido por meio do tubo de cobre de diâmetro interno reduzido; evaporação, com a cessão de calor do meio a ser refrigerado ao fluido que circula no interior do evaporador; compressão de fluido refrigerante na fase gasosa pelo compressor.
2.2 COMPRESSORES HERMÉTICOS ALTERNATIVOS
Os principais tipos de compressores mecânicos para refrigeração são: alternativo; de pistão rolante; de parafuso; centrífugo; de palhetas (STOECKER, 2002; DOSSAT, 2004). A maior parte das unidades de refrigeração doméstica emprega os compressores herméticos alternativos, caracterizados pelo movimento alternado de um pistão no interior de um cilindro (BELMAN-FLORES et al., 2015; DINIZ; DESCHAMPS, 2016). Na figura 2, representam-se os principais componentes desse tipo de compressor.
Figura 2 − Componentes de um compressor alternativo.
Fonte: adaptado de Ussyk (1984).
Embora não representado na figura 2, o compressor é envolto por duas calotas, que são soldadas hermeticamente após a instalação dos componentes internos. Há acesso ao interior do compressor apenas através dos passadores de fluido, disponíveis no exterior das calotas. O fluido refrigerante entra pelo passador de sucção e permanece no ambiente interno do compressor até ser succionado pela placa-válvula para o interior do cilindro, onde ocorre o processo de compressão (USSYK, 1984; STOECKER, 2002).
A compressão do gás refrigerante é feita pelo pistão, variando o volume ocupado pelo gás no interior do cilindro por meio do seu movimento alternado. A biela é o componente responsável por transformar o movimento circular do excêntrico do eixo no movimento
Rotor Eixo Bloco Mancal axial Olhal da biela Contrapeso Biela Pino do pistão Estator Bobina Reservatório Cilindro Bomba de óleo Excêntrico Mancal principal Mancal secundário Pistão Placa-válvula
alternado do pistão. O compressor realiza um ciclo de de compressão cada vez que o eixo faz uma rotação completa (HANLON, 2001).
O mecanismo de compressão é acionado por um motor elétrico, que consiste de um estator – que compreende o núcleo laminado, as bobinas e elementos de isolação – e um rotor, ao qual o eixo está acoplado. A passagem de corrente elétrica alternada através dos enrolamentos das bobinas produz, por indução eletromagnética, torque e movimento no eixo (HANLON, 2001).
A forma construtiva do mecanismo manivela-biela é desbalanceada, gerando esforços centrífugos e vibrações mecânicas que podem sobrecarregar os mancais e aumentar o atrito. Assim, acopla-se um contrapeso ao excêntrico para compensar parcialmente a força centrífuga gerada pelas massas desbalanceadas (BLOCH; HOEFNER, 1996).
Os mancais de deslizamento interligam as partes móveis e suportam os esforços decorrentes do funcionamento do compressor. O eixo é sustentado por dois mancais radiais – principal e secundário – e um mancal axial, responsável pela sustentação de cargas na direção axial, todos localizados no bloco. O mancal do excêntrico tem como finalidade unir a biela ao eixo (USSYK, 1984; BLOCH; HOEFNER, 1996; CHIEH, 2007).
Os mancais e a folga entre o pistão e o cilindro são preenchidos com óleo lubrificante. O movimento relativo dessas superfícies gera um gradiente de pressão no filme de óleo, que é responsável por separar as superfícies e suportar os esforços (BLOCH; HOEFNER, 1996). A principal função do lubrificante é evitar o contato direto entre as superfícies, reduzindo substancialmente o atrito e o desgaste. Entretanto, ele também atenua o ruído sonoro; limita a formação de corrosão; é usado como meio de transferência de calor, transportando energia térmica que prejudicaria as superfícies em contato com velocidade relativa; veda a folga entre o pistão e o cilindro (HANLON, 2001).
O eixo também atua como uma bomba centrífuga de deslocamento, retirando o óleo depositado no reservatório e fornecendo-o continuamente aos mancais e ao par pistão-cilindro por meio de um sistema de canais presente no eixo (USSYK, 1984; BLOCH; HOEFNER, 1996; CHIEH, 2007). O pistão de compressores herméticos alternativos é fabricado por sinterização e sua superfície recebe um revestimento de Diamond-Like Carbon (DLC) (DAGILIS, V.; VAITKUS, L, 2009; LI;
Enfim, por sua forma construtiva, os compressores herméticos alternativos cobrem com muita eficácia os requisitos necessários para o segmento de refrigeração doméstica, tais como: flexibilidade para comportar uma ampla faixa de capacidade de refrigeração; baixo nível de ruído; pequeno volume ocupado; baixo custo (GOMES, 2006; LIANG,
2017).
2.3 CICLO DE COMPRESSÃO
O ciclo de compressão consiste de quatro etapas: expansão; sucção; compressão; descarga. Na figura 3, representam-se esquematicamente essas etapas.
Figura 3 − Ciclo de compressão de um compressor alternativo.
Fonte: adaptado de Dossat (2004).
Quando o pistão se encontra no ponto morto superior (PMS), curso máximo do pistão, o movimento do excêntrico no sentido horário puxa-o para baixo, etapa B, de maneira a expandir o volume morto entre o topo do cilindro e o pistão e reduzir a pressão no interior do cilindro até o valor da pressão de sucção. O volume morto é necessário para evitar que o pistão colida contra a placa-válvula.
Válvula de sucção Válvula de descarga Pistão no ponto morto superior Pistão no ponto morto inferior A B C D E Volume morto E xpa ns ão S uc çã o C om pr e ss ão D es ca rga
Durante a etapa C, a válvula de sucção abre-se e o pistão move-se para o ponto morto inferior (PMI), aspirando fluido refrigerante do evaporador (DOSSAT, 2004).
Durante a etapa de compressão, etapa D, o pistão move-se do PMI para o PMS. Com a elevação da pressão no cilindro, a válvula de sucção fecha-se para evitar o fluxo de gás no sentido contrário. Na etapa E, quando a pressão na câmara de compressão é maior do que a pressão na linha descarga, a válvula de descarga abre-se permitindo a saída do fluido refrigerante em alta pressão e alta temperatura para o condensandor. Inicia-se, então, um novo ciclo a partir da etapa A (DOSSAT, 2004).
Idealmente, o compressor deveria converter toda potência elétrica que consome em aumento da pressão do fluido refrigerante e deslocamento dele através dos dutos, sem sofrer perdas ao longo das etapas de conversão de energia. Entretanto, devido a não idealidades, perde-se potência na conversão de energia elétrica em energia mecânica e de energia mecânica em elevação da pressão e deslocamento do fluido refrigerante.
2.4 DISSIPAÇÃO DE POTÊNCIA EM COMPRESSORES HERMÉTICOS ALTERNATIVOS
As principais não idealidades que causam a dissipação de potência em compressores alternativos são separadas em três grupos: perdas termodinâmicas; perdas elétricas; perdas mecânicas (USSYK, 1984; POSSAMAI; TODESCAT, 2004).
2.4.1 Perdas termodinâmicas
As perdas termodinâmicas englobam aquelas ligadas ao fluido refrigerante e ao escoamento dele através das válvulas de sucção e de descarga. É comum visualizar os aspectos termodinâmicos do ciclo de compressão utilizando um gráfico de pressão em função do volume (diagrama pV), semelhante ao ilustrado na figura 4.
Figura 4 − Diagrama pV.
Fonte: adaptado de Ussyk (1984).
As letras indicadas no gráfico da figura 4 representam as etapas do ciclo de compressão, conforme já apresentado na figura 3. A área definida pelas linhas tracejadas representa a potência entregue ao fluido refrigerante e a área entre as linhas tracejadas e a linha cheia, que foi superestimada para melhorar a vizualização, representa as perdas termodinâmicas que ocorrem durante o ciclo de compressão (USSYK, 1984).
As válvulas oferecem resistência à passagem do fluido quando ele é succionado e exaurido. Durante a abertura, ocorrem variações bruscas e inversão de pressão através delas, gerando sobrepressão e subpressão, bem como o fluxo reverso de fluido refrigerante. Assim, fluido que já foi comprimido e entregue à linha de descarga pode retornar ao cilindro (USSYK, 1984; WANG, 2001).
Ao começar o curso de admissão, o fluido do volume morto deve expandir-se antes que a válvula de sucção possa ser aberta. Em decorrência disso, fluido não entra no cilindro durante o curso de admissão. Além disso, trabalho é realizado sobre o fluido do volume morto, sem que ele seja entregue à linha de descarga, representando uma perda termodinâmica (USSYK, 1984; WANG, 2001).
Pressão de descarga Pressão de sucção P re ss ão no ci li ndr o Volume do cilindro A B C D E Legenda:
A – Ponto morto superior B - Expansão
C - Sucção D - Compressão E - Descarga
Quando o diferencial de pressão é elevado entre o interior do cilindro e fora dele, vazamento de gás pode ocorrer entre o pistão e a parede do cilindro. Dessa forma, trabalho é realizado sobre o fluido, mas ele não é liberado para a linha de descarga (GRANDO, 2007).
Todas as não idealidades aí colocadas aumentam a potência necessária para acionar o compressor, diminuindo a sua eficiência.
2.4.2 Perdas elétricas
As perdas elétricas são aquelas resultantes de efeitos eletromagnéticos, as quais são separadas em dois grupos: perdas no cobre e perdas no ferro. As perdas no cobre estão relacionadas ao efeito Joule, ou seja, ao calor gerado pela passagem de corrente nos condutores elétricos. As perdas no ferro devem-se à variação de fluxo no ferro do motor, o que gera correntes de Foucalt e histerese (USSYK, 1984; PACHECO, 2007).
2.4.3 Perdas mecânicas
As perdas mecânicas englobam a dissipação de potência causada pelo atrito, que é a força que se opõe ao movimento relativo entre superfícies em contato e que tenham movimento relativo entre si ou a tendência ao movimento. Tal dissipação ocorre em todos os mancais e no par pistão-cilindro do compressor, principalmente pela conversão de energia cinética em energia térmica (KLEPPNER; KOLENKOW, 2013). Existem, essencialmente, duas origens para a força de atrito: seco e viscoso. A força de atrito seco tem origem na interação das asperezas (deformação e adesão) de duas superfícies. O modelo mais simples dessa força é o de Coulomb, que depende do coeficiente de atrito e da força normal de contato. Existem outros modelos, mas nenhum tem validade geral, pois a atrito seca é um fenômeno complexo que depende de muitos outros fatores (STACHOWIAK; BATCHELOR, 2006; PENNESTRÌ et al., 2015).
Quando as duas superfícies estão separadas por uma camada de lubrificante não há mais contato direto entre elas. Dessa forma, a força que se opõe ao movimento relativo entre as superfícies é a força de atrito viscoso. A viscosidade é uma medida do atrito interno entre camadas adjacentes de um fluido (FOX; MCDONALD; PRITCHARD, 2004).
Além da maior perda mecânica relativa ao atrito viscoso, o atrito seco causa desgaste, sobreaquecimento e eventual colapso dos componentes; por isso os mancais e o pistão do compressor são lubrificados, para evitar o contato metal-metal (BLOCH; HOEFNER, 1996; HANLON, 2001). Evita-se o contato metal-metal por meio de um gradiente de pressão, gerado pelo movimento do compressor, no óleo. Essa pressão é responsável por suportar os esforços aos quais os mancais e o par pistão-cilindro do compressor são submetidos durante seu funcionamento.
Apesar da lubrificação, o contato metal-metal pode ocorrer, a depender de diversos fatores, que contribuem para a não formação de um filme de óleo nos mancais e no par pistão-cilindro. O diagrama de Stribeck, apresentado na figura 5, ilustra a dependência entre o regime de lubrificação e o coefiente de atrito em função de três fatores: viscosidade do óleo; velocidade relativa; carga (STACHOWIAK; BATCHELOR, 2006).
Figura 5 − Diagrama de Stribeck.
Fonte: adaptado de Boyde et al. (2000).
A carga é o diferencial de pressão entre o topo e a base do pistão. No caso dos mancais, a velocidade relativa é a frequência rotacional; no caso do pistão, a velocidade relativa é a velocidade do pistão.
Quando a velocidade relativa é alta e a carga é baixa, um filme completo de óleo é formado e os mancais e o pistão funcionam no regime de lubrificação hidrodinâmica. Nesse regime, o gradiente de pressão no filme de óleo suporta totalmente os esforços e não há contato direto entre as superfícies, porque elas estão completamente separadas. A força de
Coeficiente de Stribeck: ν v/p Limite Hidrodinâmica μ Mista Legenda: p Carga v Velocidade relativa ν Viscosidade cinemática μ Coeficiente de atrito
atrito viscoso aumenta a medida que a velocidade e a viscosidade aumentam, e diminui à medida que a carga aumenta. Nessa condição, perde-se potência somente para superar o atrito interno no óleo lubrificante. O regime de lubrificação hidrodinâmica é expressa matematicamente pela equação de Reynolds (FERNANDES, 1996; STACHOWIAK; BATCHELOR, 2006).
A lubrificação hidrodinâmica persiste até o momento em que a espessura do filme de óleo seja inferior à rugosidade das superfícies. Isso ocorre em valores intermediários do coeficiente de Stribeck. No regime de lubrificação mista, os esforços são suportados tanto pela pressão hidrodinâmica no filme de óleo quanto pela força normal de contato das asperezas das superfícies (BOYDE et al., 2000; STACHOWIAK; BATCHELOR, 2006).
Se a viscosidade for muito baixa, a capacidade de sustentação de esforços do lubrificante é significativamente reduzida e ele não conseguirá manter as superfícies separadas. Por isso, no regime de lubrificação mista, uma menor viscosidade não resulta, necessariamente, na diminuição da força de atrito, porque a diminuição da força de atrito viscoso pode ser compensada pelo aumento da força de atrito seco (BOYDE et al., 2000; STACHOWIAK; BATCHELOR, 2006).
No regime de lubrificação limite, o contato metal-metal entre as superfícies é predominante, porque a velocidade relativa e a viscosidade são insuficientes e a carga é muito elevada para formar o gradiente de pressão no filme de óleo. Como os esforços são quase totalmente suportados pelas asperezas, a viscosidade perde importância e a magnitude da força de atrito depende mais da força normal de contato e das propriedades das superfícies, como a rugosidade, a resistência mecânica e a dureza (STACHOWIAK; BATCHELOR, 2006).
O atrito e o desgaste decorrente são mínimos no regime de lubrificação hidrodinâmica e, por isso, deseja-se que o compressor funcione predominantemente nesse regime. No entanto, o contato direto entre as superfícies do pistão e o cilindro inevitavelmente ocorre, em razão das baixas velocidades do pistão nos PMS e PMI, desalinhamentos nos mancais que fazem a conexão entre o pistão e a biela, movimentos secundários do pistão (movimento lateral e radial), dissolução de gás refrigerante no óleo lubrificante e cavitação (GRANDO, 2007).
No transitório de partida, os mancais e o par pistão-cilindro podem funcionar predominantemente no regime de lubrificação limite por insuficiência de óleo, porque ele é drenado para o reservatório por efeito
da gravidade quando o compressor está desligado (GRANDO, 2007; LINK; DESCHAMPS, 2011).
A temperatura do óleo aumenta devido à geração de calor pelo atrito. Como a temperatura e a viscosidade de óleos são inversamente proporcionais, o aumento da temperatura do óleo acarreta a redução do atrito no regime de lubrificação hidrodinâmica. Entretanto, em temperaturas muito elevadas os óleos perdem sua capacidade de carga por diminuição excessiva da viscosidade ou até mesmo por sua degradação. O aumento da temperatura também altera as propriedades dos materiais das superfícies em contato, o que afeta o coeficiente de atrito seco (STACHOWIAK; BATCHELOR, 2006).
Para diminuir o atrito e as perdas mecânicas, o compressor é alvo constante de modificações tais como: utilização de óleos de baixa viscosidade; eixos de diâmetro menor; novos materiais e geometria aprimorada para o par pistão-cilindro; revestimentos de baixo coeficiente de atrito (BOYDE et al., 2000; DAGILIS; VAITKUS, 2017).
Não obstante, pesquisas são continuamente realizadas visando aumentar ainda mais a eficiência mecânica do compressor, cujos incrementos são pequenos (DAGILIS; VAITKUS, 2017). Portanto, é indispensável possuir meios e métodos capazes de determinar as perdas mecânicas com exatidão, de modo a mensurar os ganhos provenientes dessas modificações.
2.5 MÉTODOS PARA A DETERMINAÇÃO DAS PERDAS
MECÂNICAS EM COMPRESSORES HERMÉTICOS ALTERNATIVOS
Na sequência, é apresentado o estado da arte em métodos para determinação das perdas mecânicas em compressores alternativos para refrigeração. Eles são resumidos em três categorias: métodos analíticos e numéricos; métodos experimentais; métodos experimentais empregados na indústria.
2.5.1 Métodos analíticos e numéricos
O trabalho de Fernandes (1996) apresentou um modelo dinâmico para a lubrificação do pistão. A trajetória do pistão foi descrita a partir de um balanço de forças, levando em consideração a força hidrodinâmica exercida pelo óleo lubrificante, a força de atrito viscoso, a força de reação
da biela sobre o pistão, a força de inércia e a força exercida pelo gás refrigerante. As forças hidrodinâmicas foram calculadas a partir da integração do campo de pressão fornecido pela equação de Reynolds. Para a determinação da força de atrito viscoso, foi calculada a tensão de cisalhamento em toda a área na interface entre o pistão e o óleo. Os resultados mostraram que as oscilações do pistão − o movimento lateral e a rotação do pistão dentro da folga radial − afetam a potência consumida por atrito viscoso, bem como o vazamento de óleo lubrificante através da folga radial. Quando a amplitude dessas oscilações ultrapassa valores críticos, pode ocorrer o choque entre o pistão e a parede do cilindro, aumentando substancialmente o atrito e o desgaste. Óleos mais viscosos e folgas radiais menores aumentam a estabilidade do pistão, mas também aumentam a dissipação de potência por atrito. As principais simplificações e aproximações usadas foram: viscosidade e densidade do óleo lubrificante constantes; superfícies lisas e sem contato entre elas; inexistência de gás refrigerante dissolvido no óleo; alinhamento nos mancais que fazem a conexão entre o pistão e a biela.
Wisbeck (2000) apresentou um modelo dinâmico de mancais radiais sujeitos a carregamento dinâmico que inclui o contato metal-metal, isto é, a força de atrito seco e o desgaste decorrente. O autor admitiu que o contato ocorre quando a espessura do filme de óleo atinge um valor crítico da ordem da rugosidade das superfícies. A força de atrito seco foi calculada pelo produto do coeficiente de atrito pela força normal de contato. Os resultados mostraram que um coeficiente igual a 0,1 aumenta em até cem vezes a potência instantânea consumida por atrito. Porém, após determinado período o contato metal-metal deixa de existir a força de atrito passa do seco para viscoso, porque as geometrias do eixo e do mancal são alteradas progressivamente pelo desgaste. No mancal secundário não ocorreu contato metal-metal.
Kim (2003) também desenvolveu um modelo dinâmico para a lubrificação do pistão. Entre os seus resultados, vale destacar a constatação de que a força de atrito viscoso varia senoidalmente, de modo igual à velocidade do pistão, e que quanto maior a folga radial, menor a força de atrito.
Grando (2007) desenvolveu um modelo bifásico de lubrificação considerando a interação entre óleo e gás refrigerante, a fim de avaliar o efeito dessa interação no desempenho do compressor. Os resultados indicaram uma significativa redução na viscosidade e, consequentemente, na capacidade de carga do lubrificante, resultante da dissolução de gás refrigerante no óleo. Além disso, observou-se a ocorrência de cavitação
por um período quando o pistão inicia a etapa de sucção e uma maior amplitude dos movimentos secundários do pistão.
Chieh (2007) apresentou um modelo dinâmico da lubrificação dos mancais radiais e do pistão, incluindo os efeitos de flexão da biela e de desalinhamento do eixo em relação aos mancais radiais. Os resultados indicaram que o desalinhamento e a deflexão da biela afetam o consumo de potência por atrito no pistão, sobretudo com materiais menos rígidos. Os momentos devido às forças viscosas nos mancais da biela foram desprezados, por serem de ordem inferior aos demais esforços.
No trabalho de Estupiñan e Santos (2009), os autores modelaram a dinâmica dos componentes do compressor por meio do método de sistemas de corpos múltiplos. De acordo com os resultados apresentados, as forças máximas e a espessura mínima do óleo de lubrificação ocorrem quando o pistão está próximo do PMS, pois nessa região a pressão no cilindro de compressão é máxima.
Em artigo, Link e Deschamps (2011) apresentaram modelos dos principais componentes para analisar o comportamento do compressor nos transientes de partida e de desligamento. Para a obtenção da força de atrito no par pistão-cilindro durante os transitórios, as simplificações usadas foram: a folga estar totalmente preenchida com óleo; o escoamento do óleo na folga entre o pistão e o cilindro ser laminar; o pistão e o cilindro serem concêntricos.
Kurka (2012) considerou efeitos giroscópicos em seu modelamento do compressor. A análise dos resultados mostrou que esses efeitos, que resultam do movimento orbital do eixo, aumentam as cargas sobre os mancais em comparação com outros modelos.
Mantri (2014) utilizou os modelos dinâmicos dos mancais e do pistão encontrados na literatura para realizar um estudo paramétrico e investigar como a frequência rotacional, a folga radial e a viscosidade influenciam a espessura mínima de óleo e a potência dissipada por atrito. Em outros dois trabalhos, com o auxílio de um software comercial de engenharia, investigou-se como a potência dissipada por atrito nos mancais da biela é influenciado pelas suas dimensões e diferentes condições de operação. É interessante destacar que as condições de contorno para a simulação numérica foram obtidas de testes de calorímetro e diagramas pV (OZDEMIR et al., 2014; OZDEMIR; HACIOGLU; KASAPOGLU, 2015).
2.5.2 Métodos experimentais
Os métodos experimentais podem ser classificados de acordo com seu grau de representatividade (NAGORE, 2014, apud DIN, 1986). Se o método testa o compressor original, com poucas modificações para a instrumentação, e as condições de ensaio são as condições de operação, ele fornece resultados que condizem com o comportamento real do compressor, isto é, os resultados são representativos.
Os tribômetros fazem parte do grupo dos métodos com menor grau de representatividade por testaram corpos de prova com geometrias mais simples e sob condições de ensaio simplificadas, mas sem as dificuldades que acompanham os métodos experimentais que investigam o atrito e o desgaste em nível de produto (STACHOWIAK; BATCHELOR, 2006).
Boyde et al. (2000), por exemplo, empregaram o tribômetro pino-disco para investigar as diferenças entre os óleos de lubrificação ISO VG 7 e ISO VG 22 e os efeitos de aditivos anti-desgaste no desempenho do compressor. Os resultados mostraram em quais condições de velocidade relativa e carga ocorre a transição de um regime de lubrificação para outro.
O trabalho de Sipcikoğlu et al. (2015) determinou também por meio de um tribômetro pino-disco o coeficiente de atrito de dois materiais em condições de lubrificação mista e hidrodinâmica, que poderiam ser empregados na fabricação de eixos de compressores. Os materiais testados foram o ferro fundido cinzento austemperado e o ferro fundido cinzento com revestimento de fosfato de manganês (MnP).
Os trabalhos de Lilie e Krueger (1990); Oh, Lee e Lee (1994); Nagata et al. (2012); Dagilis e Vaitkus (2009) e Dagilis e Vaitkus (2017) descreveram métodos para medir as perdas mecânicas em compressores em nível de produto.
Lilie e Krueger (1990) desenvolveram um transdutor de torque customizado para medir a perda mecânica no mancal axial, variando a temperatura do lubrificante, a carga sobre o mancal e a geometria dele. O esforço sobre o mancal axial é o peso do eixo e do rotor, que foi gradualmente reduzido até o ponto de suspensão total do eixo. Assim, a perda mecânica no mancal axial pôde ser obtida da diferença entre a condição com a suspensão e sem a suspensão do eixo. Como o compressor foi ensaiado sem a placa-válvula, não foi necessário subtrair a perda termodinâmica dos resultados. Os autores deduziram ainda o regime de lubrificação em cada ensaio, com base na variação da perda mecânica com a carga.
Oh, Lee e Lee (1994) apresentaram um método para medir as perdas totais por atrito com um acelerômetro posicionado na calota do compressor. Quando o compressor é desligado, as partes móveis desaceleram devido ao atrito. O acelerômetro foi empregado para medir a frequência rotacional e a desaceleração do compressor, a partir das quais os autores calcularam a perda mecânica. Os resultados indicaram que o atrito é maior nos mancais radiais e no par pistão-cilindro do que no mancal axial e nos mancais da biela.
Nagata et al. (2012) utilizaram um transdutor de torque comercial para avaliar o desempenho de um mancal axial ranhurado. O eixo do compressor foi conectado ao transdutor de torque por meio de um acoplamento flexível e o compressor foi acionado por um motor elétrico com velocidade variável, posicionado acima do transdutor de torque. O conjunto pistão-biela foi removido e o eixo foi suspenso para obter a perda mecânica no mancal axial. Os autores observaram que quanto menor a viscosidade, menor a perda a mecânica, demonstrando a ocorrência do regime de lubrificação hidrodinâmica.
Nos trabalhos de Dagilis e Vaitkus (2009) e de Dagilis e Vaitkus (2017), os autores empregaram o teste de calorímetro para medir as perdas mecânicas em compressores com diferentes diâmetros de eixo, variando a viscosidade do óleo lubrificante e a carga. Os autores calcularam a perda mecânica a partir da potência de entrada, que representa a soma da perda termodinâmica, elétrica e mecânica, além da potência entregue ao gás refrigerante. A perda mecânica foi obtida subtraindo da potência de entrada todas as outras parcelas que a compõem. Os autores concluíram que os mancais e o pistão funcionam no regime de lubrificação mista, porque os dados experimentais não estavam de acordo com a teoria, no caso em que o regime de lubrificação fosse unicamente o de hidrodinâmica. Essa diferença entre a teoria e o experimento intensificou-se à medida que a carga foi aumentada. No limite da carga, a viscosidade do óleo teve pouco efeito na potência de entrada, indicando que os pares tribológicos do compressor estavam funcionando no regime de lubrificação limite. Observou-se também que o desgaste melhora o desempenho das regiões em contato, uma vez que as superfícies reajustam-se com a perda de material. Além disso, constatou-se que o movimento do rotor e da bomba de óleo dissipa pouca potência (DAGILIS; VAITKUS, 2009).
No trabalho de Dagilis e Vaitkus (2017), os autores propõem que a diferença entre a teoria e os resultados experimentais deve-se ao fenômeno da cavitação. Adicionalmente, os resultados mostraram que as
perdas mecânicas decrescem com o aumento da temperatura até 70 ºC. Acima dessa temperatura, ocorre a estabilização das perdas mecânicas.
Cervelin (2013) apresentou um estudo sobre a concepção de método para medir a força de atrito no par pistão-cilindro a partir da deformação da biela, mas não a avaliou experimentalmente. O autor também enfatizou os transdutores para a aquisição das grandezas que afetam a força de atrito, como a temperatura e a umidade.
2.5.3 Métodos experimentais empregados na indústria
Os métodos apresentados a seguir são aqueles empregados na indústria, os quais são:
a) Método a vazio com desligamento; b) Método com carga por mola helicoidal; c) Método com carga por mola gás.
a) Método a vazio com desligamento
O princípio desse método assemelha-se ao desenvolvido por Oh, Lee e Lee (1994), em que se obtém a perda de potência total por atrito a partir da desaceleração do compressor. A desaceleração decorre do torque que a força de atrito nos mancais e no par pistão-cilindro gera no eixo de acionamento do compressor. A equação 1, que relaciona a desaceleração à perda mecânica, é derivada da lei da potência e da Segunda Lei de Newton para sistemas rotativos (KLEPPNER; KOLENKOW, 2013).
𝑃 = 𝜔𝛼𝐼, (1)
em que:
𝑃 Perda mecânica [W];
𝜔 Frequência rotacional [rad/s];
𝛼 Aceleração angular [rad/s2];
I Momento de inércia do compressor [kg.m2].
O termo ‘a vazio’ faz referência ao fato de que o ensaio é efetuado sem carga, ou seja, o compressor opera sem que haja a placa-válvula, a fim de eliminar as perdas termodinâmicas. O procedimento desse método resume-se a ligar e desligar o compressor várias vezes e realizar as medições da frequência rotacional e da aceleração angular durante o
tempo em que o motor elétrico está desligado e o compressor está desacelerando. Ao desligar o motor elétrico, elimina-se a perda elétrica. Assim, a desaceleração do compressor ocorre somente como consequência do atrito (KATO, 2003; BENEDET, 2006).
A medição da frequência rotacional é feita por um transdutor indutivo de deslocamento e ajusta-se um polinômio de grau dois à curva de frequência rotacional obtida, para estimar a desaceleração por meio da derivação desse polinômio. Obtém-se somente a perda mecânica no instante de desligamento do compressor, ou seja, próximo à frequência rotacional de regime permanente (KATO, 2003; BENEDET, 2006).
b) Método com carga por mola helicoidal
Ao remover a placa-válvula, os resultados do método a vazio com desligamento desviam daqueles que seriam obtidos de um compressor em operação. Com a finalidade de aproximar as condições de ensaio às condições reais, esse método impõe uma carga sobre o pistão proporcional à sua posição, por meio de uma mola helicoidal, reproduzindo a força necessária para a compressão do fluido refrigerante. A equação 1 é usada para o cálculo da perda mecânica. Apesar da maior representatividade, esse método traz algumas desvantagens, como a dificuldade no posicionamento da mola e o efeito de retroação1 sobre o sistema causado pela massa da mola (KATO, 2003; BENEDET, 2006).
c) Método com carga por mola gás
O método com carga por mola gás substitui a mola helicoidal por um cabeçote especial, no qual o ar é confinado com objetivo de impor uma carga. Como a carga exercida pelo gás é distribuída sobre a área do pistão, esse método fornece resultados mais representativos do que o método da mola helicoidal, em que a carga é pontual.
Além do atrito, a desaceleração do compressor é causada pela perda termodinâmica e pela compressão do ar dentro do cabeçote. Logo, o valor da perda mecânica é dado pela equação 2.
𝑃 = 𝜔𝛼𝐼 − 𝑝𝑉, (2)
1 Erro de medição provocado pela presença do sistema de medição, que modifica
em que:
𝑝 Pressão [N/m2];
V Volume [m3];
𝜔 Frequência rotacional antes do desligamento [rad/s];
𝛼 Aceleração angular [rad/s2];
I Momento de inércia do compressor [kg.m2].
A multiplicação da pressão pelo volume
Benedet (2006) padronizou o tempo e o momento de desligamento do método mola gás. O autor desenvolveu um circuito eletrônico para desligar o compressor quando o pistão estivesse na metade do curso do pistão na etapa de sucção, o que permitiu padronizar o método e reduzir o tempo de desligamento de 600 milissegundos para 50 milissegundos. Em outra variação do método mola gás desenvolvida pelo mesmo autor, o motor elétrico não é desligado, sendo necessário determinar o rendimento de tal motor e medir a potência de entrada com um wattímetro na alimentação do compressor.
2.6 CONSIDERAÇÕES FINAIS ACERCA DA REVISÃO DA LITERATURA
Na revisão da literatura, foi identificada uma insuficiência de trabalhos em relação à determinação experimental das perdas mecânicas. Muitos dos trabalhos encontrados forneceram somente uma medida da totalidade da perda mecânica do compressor, sem especificar a dissipação de potência devido exclusivamente ao atrito no par pistão-cilindro. Além disso, as perdas mecânicas apresentadas nesses trabalhos são valores médios ao longo de um ciclo de compressão. Com objetivo de contribuir para o preenchimento dessas lacunas, esta dissertação propõe o desenvolvimento de uma bancada de ensaio para medir, a partir da deformação da biela, a força de atrito no par pistão-cilindro e a dissipação de potência por atrito em cada posição angular ao longo de um ciclo de compressão. A formulação teórica desse método experimental é apresentada no capítulo que segue.
3. FORMULAÇÃO TEÓRICA DO MÉTODO DA DEFORMAÇÃO DA BIELA
Este capítulo trata da formulação teórica do método da deformação da biela, que é baseado em um balanço das forças que agem sobre o pistão e nas equações de movimento do pistão e da biela. Para o desenvolvimento dessas equações, foram usados como referência o livro de Norton (2009), por tratar de forma detalhada a modelação do movimento do mecanismo manivela-biela, e a dissertação de Fernandes (1996), por tratar da modelação específica do movimento do pistão dentro do cilindro em um compressor alternativo para refrigeração, indicando todas as forças que agem sobre o pistão.
Na figura 6, apresenta-se o mecanismo de compressão de um compressor alternativo e os parâmetros geométricos necessários para o desenvolvimento das equações de cinemática do mesmo.
Figura 6 − Mecanismo de compressão de um compressor alternativo.
Fonte: autor. y z x r l φ θ xp d Legenda: r Comprimento da manivela l Comprimento da biela d Excentricidade xp Posição do pistão θ Ângulo da manivela φ Ângulo da biela ω Frequência rotacional ω Cilindro
