INVESTIGAÇÃO DO EFEITO DA TRANSFERÊNCIA DE CALOR E MASSA EM BANDEJAS DE DEGELO SOBRE O
DESEMPENHO DE COMPRESSORES ALTERNATIVOS
Florianópolis 2017
INVESTIGAÇÃO DO EFEITO DA TRANSFERÊNCIA DE CALOR E MASSA EM BANDEJAS DE DEGELO SOBRE O
DESEMPENHO DE COMPRESSORES ALTERNATIVOS
Dissertação de Mestrado apresentada ao Curso de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina como parte dos requisitos para obtenção do título de Mestre Engenheiro.
Orientador: Prof. Cláudio Melo, Ph.D
Florianópolis
Silva, Vinícius Raulino
Investigação do efeito da transferência de calor e massa em bandejas de degelo sobre o desempenho de compressores alternativos / Vinícius Raulino Silva ; orientador, Cláudio Melo, 2017.
131 p.
Dissertação (mestrado) - Universidade Federal de Santa Catarina, Centro Tecnológico, Programa de Pós Graduação em Engenharia Mecânica, Florianópolis, 2017.
Inclui referências.
1. Engenharia Mecânica. 2. refrigerador doméstico. 3. bandeja de degelo. 4. degelo. 5. compressor. I. Melo, Cláudio. II. Universidade Federal de Santa Catarina. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica. III. Título.
INVESTIGAÇÃO DO EFEITO DA TRANSFERÊNCIA DE CALOR E MASSA EM BANDEJAS DE DEGELO SOBRE O
DESEMPENHO DE COMPRESSORES ALTERNATIVOS Esta Dissertação de Mestrado foi julgada adequada para a obtenção do Título de Mestre Engenheiro, e aprovada em sua forma final pelo Curso de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina.
Florianópolis, 2017.
Prof. Jonny Silva, Dr. Eng. Coordenador do curso
Prof. Cláudio Melo, Ph.D Orientador
Presidente da banca
Banca examinadora:
Prof. Amir Antônio Martins de Oliveira Jr., Ph.D
Prof. César José Deschamps, Ph.D
Ao Professor Cláudio Melo, pela competente orientação e valiosas contri-buições, que certamente transcendem este trabalho.
À impecável e sempre presente tutela de Fernando Knabben.
Aos membros da Banca Examinadora, pela disposição em avaliar este tra-balho.
Ao INCT - POLO, pela estrutura, pessoal qualificado, amizades e experi-ências proporcionadas.
A Luis Gustavo, pela dedicação como bolsista de iniciação científica, fun-damental durante todas as fases deste projeto.
Aos amigos Paulo Sedrez, Joel, Rodolfo, Carla, Renata e Alexsandro, pelo companheirismo, discussões e momentos de alegria.
Aos colegas do POLO Marco Diniz, Thiago Dutra, Eduardo Ludgero, Arthur, Matheus, Débora, Guilherme Zanotelli, Diego Tabares, Diego Mar-chi e Felipe Felix, pelos conhecimentos e bons momentos compartilhados.
Ao corpo técnico do POLO, em especial aos colegas Jorge Lubas, Jean, Amarilho, Milton, Larissa e Vitorino, sem os quais este trabalho não teria sido possível.
Ao CNPq e à Embraco pelo suporte técnico e financeiro desta empreitada. Em especial, a Adriano Ronzoni, pelo empenho em acompanhar o projeto e viabilizar os compressores.
A todos aqueles que contribuíram, direta ou indiretamente, na conclusão desta importante etapa da minha vida.
difficult one”
A formação de geada ocorre naturalmente em refrigeradores domésticos, e deve-se a dessublimação do vapor d’água do ar ao entrar em contato com a superfície fria do evaporador. A geada age como isolante térmico e restringe a passagem de ar através das aletas, reduzindo a capacidade de refrigeração. Por esta razão, o evaporador é periodicamente descongelado, usualmente por uma resistência elétrica. Nos refrigeradores frost-free a água resultante do processo de degelo evapora em uma bandeja sobre o compressor. Como consequência, a temperatura da carcaça e dos componentes internos do compressor dimi-nui, com impactos sobre o seu desempenho. Neste trabalho, procurou-se re-lacionar o processo de evaporação da água de degelo com os rendimentos mecânico, elétrico e termodinâmico do compressor. Para tanto, uma bancada experimental foi projetada e construída, capaz de controlar e monitorar as con-dições de operação do compressor e também os ciclos de degelo. Tal aparato foi utilizado no interior de uma câmara climatizada, responsável por manter tanto a temperatura ambiente quanto a umidade relativa do ar em valores de-sejados. Foram realizados ensaios a 16°C e 32°C, bem como com umidade em 45% e 75%. Um modelo matemático para estimar a taxa de evaporação, as temperaturas internas e a eficiência do compressor, foi também desenvol-vido. Dois modelos de bandeja, convencional e membrana, foram testados em diversas condições de operação. A utilização da bandeja do tipo membrana provocou uma redução média de 5°C na temperatura das câmaras de descarga e de sucção, do óleo, do motor e da parede do cilindro, quando testada na condição de 32°C e 45%. Nessa mesma condição e com essa mesma bandeja, observou-se uma queda de aproximadamente 10°C na temperatura de carcaça do compressor. As previsões do modelo matemático se mantiveram dentro de uma banda de erro de ±15% em relação aos dados experimentais.
The frost formation is a natural process in domestic refrigerators, and it is due to the air’s steam desublimation on the evaporator cold surface. Frost acts as thermal insulation and restrcts the air flow through the fins, reducing the cooling capacity. In order to avoid that, the evaporator must be periodi-cally defrosted, usually by an electrical resistance. In frost-free refrigerators, the resulting water is conducted to a water tray positioned on top of the com-pressor, where it evaporates. Therefore, the compressor’s temperatures drop, affecting its performance. This work aims to establish a relationship between the water evaporation and the compressor’s mechanic, electric and thermody-namic efficiencies. To do so, a test rig capable of controlling and monitoring the compressor’s condition and the defrost cycle was designed and built. This apparatus was tested inside a climatized chamber at 16°C and 32°C with a rela-tive humidity of 45% and 85%. A numerical model was developed to estimate the evaporation rate, the compressor’s thermal profile and its efficiency. Two models of water trays were tested in various operational conditions: conventi-onal and membrane. The membrane water tray was responsible for an average decrease of 5°C in the discharge and suction chambers, oil, motor and cylin-der wall temperatures, when compared to a test without any water trays in the same condition (32°C and 45% relative humidity). Furthermore, the shell temperature was approximately 10°C lower when using the membrane water tray. The numerical model predictions displayed reasonable errors, within a ±15% band when compared to the experimental results.
Figura 1.1 – William Cullen e um esquema de seu experimento;
adap-tado de Knabben (2010) . . . 21 Figura 1.2 – Colheita de gelo em Maine (NEYFAKH, 2014) e
ilustra-ção de uma geladeira do século XIX . . . 22 Figura 1.3 – Esquema do invento de Jacob Perkins; adaptado de
Gos-ney (1982) . . . 23 Figura 1.4 – Formação de geada (a) sobre evaporador no-frost (OZKAN;
OZIL, 2006) e (b) sobre aletas (SILVA, 2012) . . . 25 Figura 1.5 – Ciclo básico de refrigeração por compressão mecânica de
vapor . . . 27 Figura 1.6 – Diagrama Temperatura x Entropia de um ciclo de
refrige-ração de Carnot . . . 28 Figura 1.7 – Diagrama Pressão x Entalpia de um ciclo de refrigeração
padrão . . . 29 Figura 1.8 – Comparação do diagrama Pressão x Entalpia entre um
ci-clo real (1’ a 4’) e um cici-clo ideal (1 a 4) (SILVA, 2005) . 30 Figura 1.9 – (a) Consumo elétrico por setor e (b) Distribuição do
con-sumo elétrico residencial (EPE, 2013) . . . 31 Figura 1.10–Selo Procel e etiqueta do PBE . . . 32 Figura 1.11–Mecanismo de um compressor alternativo; adaptado de
Gomes (2006) . . . 33 Figura 1.12–Evolução do EER dos compressores da Embraco (MELO;
SILVA, 2010) . . . 35 Figura 2.1 – Volumes de controle do modelo proposto por Todescat et
al. (1992) . . . . 41
Figura 2.2 – Massa resultante em cada modelo de bandeja (XIE; BAN-SAL, 2000) . . . 43 Figura 2.3 – Bandejas ensaiadas por Xie e Bansal (2000): (a) bandeja
tipo membrana; (b) bandeja parafusada e (c) bandeja top-hat 44 Figura 2.4 – Comparação entre resultados experimentais e numéricos
Figura 3.1 – Modelo da bancada experimental . . . 49
Figura 3.2 – Esquema da bancada experimental . . . 51
Figura 3.3 – Diagrama Pressão x Entalpia do calorímetro de ciclo quente 52 Figura 3.4 – Instrumentação dos passadores de sucção e descarga (RON-ZONI, 2014) . . . 54
Figura 3.5 – Esquema da seção de testes (RONZONI, 2014) . . . 55
Figura 3.6 – Instrumentação interna do compressor; adaptada de Diniz e Deschamps (2016) . . . 55
Figura 3.7 – Furos para passagem da instrumentação interna . . . 56
Figura 3.8 – Câmara de testes (RONZONI, 2014) . . . 57
Figura 3.9 – Bandejas de degelo: (a) tipo convencional (1 e 3) e (b) tipo membrana (2 e 4) (RONZONI, 2014) . . . 59
Figura 3.10–Fator de cobertura das amostras: (a) Fc = 0,84 e (b) Fc = 0,53 . . . 60
Figura 3.11–Áreas definidas na Tabela 3.1: (a) área de superfície livre; (b) área lateral; (c) área interfacial; (d) área do anel da base; adaptado de Ronzoni (2014) . . . 60
Figura 3.12–Fração de funcionamento observada no refrigerador tes-tado por Coltro (2015) . . . 62
Figura 3.13–Período de funcionamento do compressor observado em produto (COLTRO, 2015) . . . 63
Figura 3.14–Condições de teste adicionais . . . 66
Figura 3.15–Resultados de calorímetro para rotação de 3000rpm . . . 67
Figura 3.16–Resultados de calorímetro para rotação de 1300rpm . . . 67
Figura 3.17–Esquema do critério de regime permanente adotado; adap-tado de Silva (2008) . . . 69
Figura 4.1 – Volumes de controle para a água (azul) e para o compressor (vermelho); adaptado de Ronzoni (2014) . . . 71
Figura 4.2 – Mecanismo biela-manivela . . . 78
Figura 4.3 – Volume de controle da câmara de compressão . . . 79
Figura 4.6 – Fluxograma de informações do modelo acoplado . . . 85 Figura 4.7 – Perfil transiente dos coeficientes globais de transferência
de calor calibrados para testes a 32°C . . . 86 Figura 5.1 – Medição da taxa de evaporação do teste 23 . . . 89 Figura 5.2 – Eficiências volumétrica e global do primeiro ciclo pós-injeção
do teste 23 . . . 91 Figura 5.3 – Diagrama de variabilidade da taxa de evaporação . . . . 92 Figura 5.4 – Diagrama de variabilidade da eficiência volumétrica . . . 94 Figura 5.5 – Diagrama de variabilidade da eficiência global . . . 94 Figura 5.6 – Diagrama de variabilidade da razão entre a eficiência
glo-bal e a volumétrica . . . 96 Figura 5.7 – Perfil térmico do compressor . . . 97 Figura 5.8 – Diagrama de variabilidade da temperatura da câmara de
sucção . . . 99 Figura 5.9 – Diagrama de variabilidade da temperatura da câmara de
descarga . . . 99 Figura 5.10–Diagrama de variabilidade da temperatura da parede do
cilindro . . . 100 Figura 5.11–Diagrama de variabilidade da temperatura do ambiente
in-terno . . . 100 Figura 5.12–Diagrama de variabilidade da temperatura do óleo . . . . 101 Figura 5.13–Diagrama de variabilidade da temperatura do motor . . . 101 Figura 5.14–Diagrama de variabilidade da temperatura de carcaça . . 102 Figura 5.15–Efeito da taxa de evaporação sobre a temperatura de carcaça103 Figura 5.16–Efeito da taxa de evaporação sobre as eficiências do
com-pressor . . . 104 Figura 5.17–Validação do modelo para a taxa de evaporação [g/h] . . 106 Figura 5.18–Comparação entre os resultados numéricos e
experimen-tais do modelo de evaporação no teste 3 . . . 107 Figura 5.19–Comparação entre os resultados numéricos e
Figura 5.22–Evolução temporal das eficiências durante o teste 23 . . . 111
Figura 5.23–Análise das perdas de potência do teste 21 . . . 112
Figura 5.24–Análise das perdas de potência do teste 23 . . . 113
Figura 5.25–Análise das perdas de vazão mássica do teste 21 . . . 113
Figura 5.26–Análise das perdas de vazão mássica do teste 23 . . . 114
Figura A.1 – Medição do nível de água durante os testes (RONZONI, 2014) . . . 125
Figura A.2 – Testes de validação para a correlação da bandeja 1 . . . . 126
Figura A.3 – Testes de validação para a correlação da bandeja 2 . . . . 127
Figura B.1 – (a) Ventilador centrífugo RER-190 e (b) montagem na ban-cada . . . 129
Figura B.2 – Posicionamento dos anemômetros durante os testes de ca-libração . . . 130
Tabela 3.1 – Geometria das bandejas ensaiadas . . . 60
Tabela 3.2 – Parâmetros operacionais do compressor . . . 63
Tabela 3.3 – Matriz de testes . . . 64
Tabela 3.4 – Calorimetria preliminar . . . 65
Tabela 5.1 – Resultados experimentais . . . 88
Tabela 5.2 – Comparação entre a taxa de evaporação antes e depois da injeção . . . 89
Tabela 5.3 – Temperaturas do compressor . . . 98
Tabela 5.4 – Desvios entre os resultados experimentais e do modelo de performance . . . 106
Tabela A.1 – Coeficientes dos polinômios de calibração para a massa de água na bandeja . . . 126
1 I . . . . 21 1.1 Contexto histórico . . . 21 1.2 Refrigeradores domésticos . . . 24
1.2.1 Sistemas de refrigeração por compressão mecânica de
vapor . . . 26 1.2.2 Política energética . . . 31 1.2.3 Compressores alternativos . . . 32 1.2.4 Bandejas de degelo . . . 35 1.3 Motivação . . . 35 1.4 Objetivos . . . 36 1.5 Estrutura da dissertação . . . 37 2 R B . . . . 39 2.1 Modelagem de compressores herméticos alternativos . . . . 39 2.2 Taxa de evaporação em bandejas de degelo . . . 41 2.3 Síntese do capítulo . . . 47
3 A E . . . . 49
3.1 Bancada experimental . . . 50 3.1.1 Calorímetro . . . 50 3.1.2 Subsistema de injeção de água . . . 52 3.1.3 Instrumentação . . . 53 3.2 Seção de testes . . . 54 3.3 Planejamento experimental . . . 58 3.3.1 Determinação dos parâmetros de teste . . . 59 3.3.2 Matriz de testes . . . 64 3.4 Testes preliminares . . . 65 3.5 Procedimento de teste . . . 68 4 A . . . . 71 4.1 Modelo da taxa de evaporação . . . 71 4.1.1 Taxas de transferência de calor . . . 74 4.1.1.1 Ambiente . . . 74 4.1.1.2 Compressor . . . 76
4.2.2 Termodinâmica da câmara de compressão . . . 77 4.2.3 Vazão mássica . . . 80 4.2.4 Dinâmica das válvulas . . . 82 4.2.5 Modelo térmico . . . 83 4.3 Acoplamento dos modelos . . . 84
5 R . . . . 87
5.1 Resultados experimentais . . . 87 5.1.1 Taxa de evaporação . . . 88 5.1.2 Eficiências volumétrica e global . . . 90 5.1.3 Análise de tendência . . . 92 5.1.4 Temperaturas do compressor . . . 96 5.1.5 Impacto da evaporação da água sobre o compressor . 103 5.2 Resultados numéricos . . . 104 5.2.1 Modelo para taxa de evaporação . . . 104 5.2.2 Modelo do compressor . . . 105 5.2.3 Modelo numérico acoplado . . . 109 6 C . . . . 115 6.1 Sugestões para trabalhos futuros . . . 117
R . . . . 119
APÊNDICE A C . . 125
1 INTRODUÇÃO
1.1 C
Num primeiro momento, a importância da refrigeração para a humanidade pode passar despercebida, tendo em vista a naturalidade com que ela se funde ao nosso cotidiano. Uma análise meticulosa, no entanto, revela-a como ali-cerce essencial da civilização moderna. Dentre as diversas aplicações da re-frigeração, pode-se destacar a climatização de ambientes e o arrefecimento de equipamentos e material orgânico nas mais diversas áreas, como: médica, bélica, aeroespacial, industrial e mesmo doméstica.
Os benefícios da refrigeração são conhecidos desde a pré-história, havendo evidências da utilização de gelo natural para conservação de alimentos nas ci-vilizações grega, romana, persa, chinesa e hebraica (GOSNEY, 1982). Apesar de ter persistido até o século XIX, a utilização de gelo natural trazia consigo uma série de inconvenientes. As dificuldades relacionadas à coleta, transporte, estocagem e sazonalidade do gelo natural serviram de combustível para que cientistas buscassem meios para produção de frio artificialmente.
Os primeiros estudos sobre a produção artificial de frio ocorreram em me-ados do século XVIII, realizme-ados pelo professor William Cullen, da Universi-dade de Glasgow. Seu experimento consistia em submeter um recipiente com éter a pressões inferiores à atmosférica e mergulhá-lo em um tanque com água
Figura 1.1 – William Cullen e um esquema de seu experimento; adaptado de Knabben (2010)
(ver Figura 1.1). A queda de pressão do éter ocasiona sua evaporação, que por sua vez remove calor da água que envolve o bulbo, gerando uma camada de gelo.
Segundo Granryd et al. (2011), apesar de seu caráter inovador e de corro-borar importantes conceitos termodinâmicos, o experimento de Cullen teve pouco efeito prático devido à descontinuidade do processo, condicionado à evaporação total do éter. A busca por uma alternativa que viabilizasse a pro-dução contínua de frio duraria ainda outro século.
Neste ínterim, no ano de 1806, o jovem empresário norte-americano Fre-deric Tudor iniciou a exportação de gelo natural para ilhas caribenhas. O gelo era extraído de rios e lagos da região setentrional dos Estados Unidos e trans-portado por navios com isolamento precário, em viagens de até três meses de duração. Ainda assim, a rentabilidade inicial desta atividade foi tão alta que deu início a um novo nicho de mercado.
Em menos de 40 anos, a eficiência e o alcance da rede de distribuição de gelo natural aumentaram drasticamente, principalmente devido a avanços nas tecnologias de isolamento e do crescimento da malha ferroviária. No final do século XIX, uma significativa parcela dos lares norte-americanos já contava com armários termicamente isolados para o armazenamento deste gelo: as chamadas geladeiras (Figura 1.2).
A primeira patente referente a um equipamento de refrigeração cíclico foi depositada no ano de 1834, em Londres, por Jacob Perkins. O aparato, ilustrado na Figura 1.3, produzia frio artificialmente de maneira contínua,
in-Figura 1.2 – Colheita de gelo em Maine (NEYFAKH, 2014) e ilustração de uma geladeira do século XIX
fluido
Figura 1.3 – Esquema do invento de Jacob Perkins; adaptado de Gosney (1982)
troduzindo a ideia de um ciclo capaz de transportar energia de uma fonte fria para uma fonte quente por meio de um fluido volátil.
O dispositivo de Perkins materializou o conceito de sistemas de refrigera-ção por compressão mecânica de vapor. Seu aparato era composto por quatro componentes principais: compressor, dispositivo de expansão e dois trocado-res de calor (condensador e evaporador). Neste ciclo, um fluido volátil libera ou absorve grandes quantidades de energia durante processos de mudança de fase. Ao atravessar o evaporador, o fluido absorve calor do ambiente re-frigerado e evapora. Em seguida, é succionado pelo compressor, que eleva sua pressão ao custo de energia mecânica. À alta pressão, o fluido atravessa o segundo trocador de calor, onde condensa liberando energia para o ambi-ente externo. Por fim, o líquido atravessa um dispositivo de expansão, onde é parcialmente evaporado e sua pressão é reduzida para realimentação do eva-porador.
Inconvenientemente, a indústria de gelo natural, iniciada por Tudor e for-talecida por diversas outras companhias, exercia forte influência sobre o mer-cado da época. Por conta disso, o aparato de Perkins não foi comercialmente explorado até 1856, quando James Harrison desenvolveu um maquinário ca-paz de produzir blocos de gelo em larga escala para suprir a demanda das
geladeiras.
Apesar dos diversos incômodos atrelados ao uso de geladeiras, como a reposição constante dos blocos de gelo e o esvaziamento manual das bande-jas de degelo, sua utilização persistiu até a metade do século XX. Por volta de 1920, devido às melhorias na distribuição de energia elétrica nos Estados Uni-dos, elas puderam ser gradualmente substituídas por unidades refrigeradoras com compressores de acionamento elétrico.
1.2 R
Refrigeradores domésticos são equipamentos utilizados para conservar alimentos em baixas temperaturas, retardando o desenvolvimento de micro-organismos responsáveis por sua decomposição e o metabolismo de alimen-tos vivos. Um refrigerador constitui-se de um gabinete termicamente isolado acoplado a um sistema de refrigeração, responsável pela redução de sua tem-peratura interna.
Os primeiros refrigeradores utilizavam amônia, éter e dióxido de enxofre como fluido refrigerante, todos inflamáveis ou tóxicos. Não obstante, seus compressores eram abertos ou semi-herméticos, o que ocasionava frequentes vazamentos, incorrendo inclusive em acidentes fatais.
Visando reverter a pressão midiática que desistimulava a compra de seus refrigeradores, a General Electric anunciou, em 1928, a utilização de hidrocar-bonetos halogenados, conhecidos como CFCs (cloro-fluorcarbonos), como fluido refrigerante. Estes compostos representaram uma verdadeira revolu-ção no ramo da refrigerarevolu-ção, já que, além de possuírem boas propriedades termodinâmicas, eram estáveis, não-inflamáveis e atóxicos.
Por volta da mesma época surgiram os compressores herméticos, cuja car-caça acomodava o motor elétrico e o cilindro, eliminando os problemas de vazamento pela vedação do eixo e moldando os sistemas de refrigeração em configurações muito próximas das atuais.
A comodidade de não mais depender de blocos de gelo para conservação de alimentos aliada à segurança dos novos sistemas, fez com que a popula-ridade dos refrigeradores domésticos crescesse vertiginosamente. Com isso
cresceram também os investimentos em pesquisa e otimização de componen-tes, fluidos e ciclos, visando a redução do consumo energético e do impacto ambiental, bem como o aumento da eficiência energética do sistema.
Nos refrigeradores domésticos, a temperatura do ar interno do gabinete deve ser mantida em torno de 5°C (XIE; BANSAL, 2000) e, para tanto, a temperatura da superfície do evaporador acaba sendo negativa, ficando tipica-mente entre -10°C e -25°C, dependendo da aplicação (BANSAL; XIE, 1999). Devido à constante infiltração de ar quente e úmido através da abertura de portas e folgas nas gaxetas, é comum a formação de geada na superfície ou entre as aletas do evaporador (Figura 1.4).
Segundo Knabben (2010), a geada pode ser definida como um meio po-roso formado por ar úmido e cristais de gelo formados pela dessublimação do vapor d’água contido no ar. O acúmulo de geada sobre a superfície do evaporador implica na redução da capacidade de refrigeração e compromete o desempenho do refrigerador, uma vez que funciona como uma camada de isolamento térmico e prejudica a passagem de ar pelas aletas.
Até o final da década de 1960, a única forma de lidar com a formação de ge-ada era efetuar o degelo a partir do desligamento do refrigerador. Nesta época surgiram os refrigeradores frost-free (JACOBUS, 1967), que automatizavam este processo. Nestes equipamentos, a geada acumulada no evaporador é
re-(a) (b)
Figura 1.4 – Formação de geada (a) sobre evaporador no-frost (OZKAN; OZIL, 2006) e (b) sobre aletas (SILVA, 2012)
movida periodicamente pelo acionamento de uma resistência elétrica, sendo recolhida por uma bandeja de degelo. A eliminação dessa água é de fundamen-tal importância, uma vez que seu acúmulo pode culminar no transbordamento da bandeja e eventual avaria do sistema ou incômodo ao usuário.
Ronzoni (2014) levantou diversas estratégias para maximização da taxa de evaporação da água recolhida, sendo a mais simples e difundida a relacionada ao posicionamento da bandeja de degelo sobre o compressor para aproveitar seu rejeito térmico.
Este e outros avanços tecnológicos, associados à grande utilidade deste equipamento garantiu que sua demanda crescesse de modo acelerado, fomen-tando sua produção em larga escala a preços cada vez mais acessíveis. O re-sultado, de acordo com o IIR (2015), é a existência de aproximadamente 1,5 bilhão de refrigeradores e congeladores domésticos em operação no mundo, dos quais apenas uma parcela ínfima não compreende sistemas de refrigera-ção por compressão mecânica de vapor.
1.2.1 Sistemas de refrigeração por compressão mecânica de vapor Sistemas por compressão mecânica de vapor baseiam-se no bombeamento de energia térmica através da mudança de fase de fluidos voláteis em troca-dores de calor submetidos a diferentes pressões.
Como já citado, este tipo de sistema é composto por quatro elementos principais: compressor, condensador, dispositivo de expansão e evaporador (conforme Figura 1.5). Como destacado por Cerepnalkovski (1991), sua su-premacia em aparelhos domésticos ante outros ciclos de refrigeração (por ab-sorção, a ar, termo-elétrica ou magnética) advém do elevado coeficiente de performance, confiabilidade, flexibilidade de operação, preço razoável e faci-lidade de manutenção.
De acordo com a segunda lei da termodinâmica, a transferência de calor de um reservatório frio para um reservatório quente não pode ocorrer natu-ralmente, ou seja, sem a introdução de trabalho (WYLEN et al., 1998). Nos sistemas de compressão mecânica, energia elétrica é entregue ao compressor, que a transforma em entalpia, promovendo a circulação do fluido refrigerante.
k W Compressor Compartimento refrigerado Ar Condensador Evaporador Qe Qc Wc 3 2 4 Dispositivo de expansão Compressor 1
Figura 1.5 – Ciclo básico de refrigeração por compressão mecânica de vapor Quando associado a um dispositivo de expansão, o compressor é respon-sável por estabelecer dois níveis de pressão no ciclo. No trocador de calor a baixa pressão, denominado evaporador, ocorre a remoção de calor do espaço refrigerado por meio da evaporação do fluido refrigerante. Já no trocador a alta pressão, denominado condensador, ocorre a liberação de calor para o am-biente externo através da condensação do vapor.
Em 1824, Nicolas Leonard Sadi Carnot mostrou que o ciclo mais efici-ente que pode operar entre dois reservatórios térmicos tem seu rendimento exclusivamente dependente das temperaturas destes reservatórios (Ta para o
reservatório quente eTbpara o frio). Conforme Çengel e Boles (2005), o valor
do COP máximo de um sistema teórico de refrigeração é dado por:
COPCarnot = Tb
Ta − Tb
(1.1) O ciclo que alcançaria o coeficiente de performance de Carnot, proposto por Lord Kelvin, é denominado ciclo de Carnot e consiste em quatro processos termodinâmicos reversíveis: (i) compressão adiabática, (ii) rejeição de calor isotérmica, (iii) expansão adiabática e (iv) absorção de calor isotérmica, con-forme Figura 1.6. Para que sejam reversíveis, as trocas de calor devem ocorrer com uma diferença infinitesimal entre as temperaturas do reservatório e do
s [kJ/kg-K] T [°C ] 1 2 3 4 Ta Tb Qe Wc
Figura 1.6 – Diagrama Temperatura x Entropia de um ciclo de refrigeração de Carnot
fluido. Além disso, parte do trabalho de compressão deve ser recuperado no processo de expansão e o fluxo deve ser invíscido.
Do ponto de vista prático, o ciclo de Carnot é inviável por uma série de fatores. Primeiramente, a compressão úmida é tecnologicamente complicada devido à incompressibilidade da fase líquida. Assim sendo, o ponto 1 da Fi-gura 1.6 não poderia situar-se no interior da região de saturação. Além disso, a troca de calor isotérmica com diferença de temperatura infinitesimal entre o fluido e o reservatório térmico demandaria área de troca infinita. Por fim, o processo de expansão em sistemas domésticos é usualmente realizado por válvulas ou tubos capilares. Apenas a utilização de um expansor permitiria recuperar parte do trabalho de expansão, mas seria economicamente inviável.
O ciclo padrão de refrigeração tenta adequar tais inexequibilidades. Suas principais diferenças do ciclo de Carnot são a admissão de vapor saturado no compressor e o processo de expansão isentálpico sem o aproveitamento do trabalho de expansão. O ciclo padrão, no entanto, considera a título de simplificações, que o processo de compressão é isentrópico e que não existe
perda de carga ao longo do ciclo.
Ele é definido por quatro processos termodiâmicos específicos, diagrama-dos nas Figuras 1.7:
h [kJ/kg] P [ k P a ] Tc Te 1 2 3 4 s = cte
Figura 1.7 – Diagrama Pressão x Entalpia de um ciclo de refrigeração padrão 1 →2: Compressão isentrópica;
2 →3: Rejeição de calor isobárica; 3 →4: Expansão isentálpica;
4 →1: Absorção de calor isobárica.
Ainda assim, existe uma série de diferenças de ordem prática entre os ciclos aplicados em refrigeradores e o ciclo padrão (ver Figura 1.8). Primei-ramente, o dispositivo de expansão, normalmente um tubo capilar, é posicio-nado em contato com a tubulação de sucção do compressor. Essa troca de calor tem o intuito de, simultaneamente, aumentar o grau de superaquecimento na sucção do compressor (∆Tsup), protegendo-o de gotículas de líquido que
pos-sam deixar o evaporador, e aumentar o grau de sub-resfriamento na saída do condensador (∆Tsub), incrementando a capacidade de refrigeração ao reduzir
o título de vapor na entrada do evaporador.
Vale ressaltar também que o processo de expansão não é isentálpico, o fluido refrigerante diminui sua pressão ao escoar pelas tubulações do sistema
Figura 1.8 – Comparação do diagrama Pressão x Entalpia entre um ciclo real (1’ a 4’) e um ciclo ideal (1 a 4) (SILVA, 2005)
(∆Pde∆Ps) e existem perdas e infiltrações de calor ao longo do ciclo. Ainda,
o processo de compressão não é isentrópico (s2′ > s1′), uma vez que existem
perdas mecânicas, elétricas e termodinâmicas. Tais irreversibilidades levam a um aumento da potência consumida pelo compressor e podem reduzir a capacidade de refrigeração.
Tais efeitos se refletem no coeficiente de performance do sistema (COP), definido pela relação entre a capacidade de refrigeração (Q˙e) e a potência
consumida (W˙c): COP = ˙ Qe ˙ Wc (1.2) Os termos da equação 1.2 podem ser determinados a partir da vazão mássica de fluido refrigerante (m˙ ) e da entalpia específica dos pontos de interesse:
˙
Qe = ˙m(h1− h4) (1.3)
˙
Wc = ˙m(h2 − h1) (1.4)
Uma outra forma de avaliação do sistema é através do consumo de ener-gia (CE), dado pela integral temporal da potência total consumida, sendo esta composta não somente pela parcela do compressor, mas também de ventila-dores, resistências de degelo, damper, componentes eletrônicos, entre outros:
CE =
∫ t 0
( ˙Wc + ˙Wv + ˙Wres + ˙Wd + ˙Wel + ˙Wo)dt (1.5)
1.2.2 Política energética
Como mencionado anteriormente, refrigeradores são eletrodomésticos ex-tremamente comuns em todo o mundo, mesmo em países em desenvolvi-mento, representando um indicador do seu grau de urbanização. Segundo Cool… (2014), a China aumentou de 24% para 88% o percentual de detento-res de refrigeradodetento-res entre os anos de 1994 e 2014. Em contrapartida, devido a sua forte característica rural, apenas 45% da população do Peru possuía tal comodidade em 2014, mesmo tendo PIB per capita similar ao chinês.
Levantamentos estatísticos do balanço energético nacional (EPE, 2013) apontam que o consumo de energia elétrica no país, no ano de 2012, foi de 592,8TWh, dos quais 19,8% corresponderam ao setor residencial. Por sua vez, o percentual de energia elétrica utilizada em equipamentos de refrigeração e condicionamento de ar correspondia a 31% do setor, sendo 18% (21,1TWh) exclusivamente dedicados à alimentação de refrigeradores (Figura 1.9).
Segundo dados do IBGE (2015), aproximadamente 98% dos lares brasi-leiros conectados à rede elétrica possuem pelo menos um refrigerador, reite-rando sua fundamental importância para a sociedade moderna e representando um impacto significativo na matriz energética nacional.
O impacto em aproximadamente 10% da matriz energética nacional
de-Industrial 35,4% Residencial19,8% Comercial 13,5% Agropecuário 3,9% Outros 27,4% (a) Refrigerador 18% Chuveiro 18% Iluminação16% Televisor 13% Ar condicionado 8% Congelador 5% Outros 22% (b)
Figura 1.9 – (a) Consumo elétrico por setor e (b) Distribuição do consumo elétrico residencial (EPE, 2013)
vido a sistemas de refrigeração deve-se não somente ao alto nível de difu-são destes equipamentos, mas também aos baixos níveis de eficiência. Por esta razão, instituiu-se em 1984 o Programa Brasileiro de Etiquetagem (PBE), responsável por informar ao consumidor a eficiência energética de diversos produtos de maneira padronizada e transparente (INMETRO, 2017). Criado pelo Programa Nacional de Energia Elétrica, em 1993 foi instituído por meio de decreto presidencial o Selo Procel de Economia de Energia, ilustrado na Figura 1.10, que condecora produtos com os melhores níveis de eficiência energética (PROCEL, 2017).
Políticas de etiquetagem como estas são adotadas em diversos países desde a crise energética de 1970, sempre no intuito de estimular a pesquisa, pro-dução e comercialização de equipamentos de alta eficiência energética ao instruir os consumidores a selecionar produtos econômicos (MAHLIA; SAI-DUR, 2010).
Figura 1.10 – Selo Procel e etiqueta do PBE
1.2.3 Compressores alternativos
A principal função do compressor nos sistemas de refrigeração é aumen-tar a pressão do fluido refrigerante a partir da conversão de energia elétrica
em trabalho mecânico. Segundo Granryd et al. (2011), ele pode ser classifi-cado como compressor de deslocamento positivo ou compressor dinâmico, a depender da forma como o fluido refrigerante recebe esse trabalho.
Nos compressores dinâmicos, também conhecidos como turbocompresso-res, o fluido é deslocado através de pás rotativas e atravessa um difusor, onde converte a energia cinética em ganho de pressão. Já compressores de desloca-mento positivo, ou volumétricos, realizam a compressão de maneira cíclica, através da redução do volume ocupado pelo gás. Para tanto, inicialmente uma porção de fluido é admitida e aprisionada em uma câmara, cujo volume é reduzido. Em seguida o fluido, agora a alta pressão, é liberado.
Dentre as diferentes tecnologias empregadas para a realização do processo descrito acima, destaca-se a de compressores alternativos, caracterizados mo-vimentação translacional de um pistão (Figura 1.11).
De uma perspectiva energética, compressores alternativos convertem po-tência elétrica em popo-tência mecânica e em seguida convertem-na em entalpia. Ao longo desta cadeia, o compressor é passível de diversas perdas, que ocasi-onam a redução de sua eficiência.
Primeiramente, o motor elétrico não é capaz de transmitir ao eixo toda a potência elétrica consumida. Parte desta energia é convertida em calor,
oca-Câmara de compressão Válvula de descarga Câmara de descarga Válvula de descarga Pistão Cilindro Válvula de sucção Câmara de sucção
Figura 1.11 – Mecanismo de um compressor alternativo; adaptado de Gomes (2006)
sionando o aquecimento das bobinas. Da potência entregue ao eixo, parte é dissipada na forma de atrito viscoso entre partes móveis. Por fim, a potência mecânica também não é completamente convertida em entalpia, devido a três fatores principais: perdas viscosas na passagem do fluido pelas válvulas de succção e descarga, vazamento pela folga do pistão e transferência de ental-pia para a câmara de sucção, acarretando um aumento do superaquecimento.
Conforme apresentado por Ribas et al. (2008), a eficiência elétrica de com-pressores alternativos encontra-se entre 87% e 88%. Já a eficiência mecânica fica em torno de 92%, podendo ser maior em compressores de velocidade variável operando em baixa rotação. Em contrapartida, a eficiência termodi-nâmica costuma apresentar valores um pouco menores, entre 80% e 83%.
Entender os fatores que influenciam tais valores é chave para se otimizar a eficiência global, reduzindo assim a demanda energética de refrigeradores domésticos. Essa análise, todavia, é um desafio, dada a complexidade da ge-ometria e do campo de temperaturas interno deste componente. Análises ex-perimentais e numéricas buscam definir como ocorrem as transferências de calor no interior da carcaça do compressor.
Experimentalmente, utilizam-se calorímetros para a avaliação de compres-sores instrumentados por termopares ou sencompres-sores de fluxo de calor. Estes transdutores permitem a estimativa do estado termodinâmico do gás ao longo do compressor em determinadas condições de operação, que por sua vez são controladas pelo calorímetro.
Já a abordagem numérica busca avaliar o comportamento térmico do com-pressor através de modelos computacionais. A partir do trabalho de Ussyk (1984), desenvolveu-se em cooperação com a empresa Embraco S/A uma pla-taforma de simulação do desempenho térmico e mecânico de compressores (RECIP), que permite a avaliação minuciosa das eficiências elétrica, mecâ-nica e termodinâmica a partir da calibração experimental do modelo.
As estratégias citadas são responsáveis pelo crescente domínio operacio-nal de compressores alternativos, refletido em ganhos de desempenho. Dados levantados pela Embraco demonstram que o EER (Energy Efficiency Ratio) de seus compressores sofreu um incremento de até 80% entre 1983 e 2006 (Figura 1.12), representando uma economia equivalente à energia gerada pela
usina hidrelétrica de Itaipu em 2,5 anos.
Figura 1.12 – Evolução do EER dos compressores da Embraco (MELO; SILVA, 2010)
1.2.4 Bandejas de degelo
A água resultante do processo de degelo do evaporador em refrigerado-res frost-free normalmente é conduzida até uma bandeja localizada na parte inferior do refrigerador.
Atualmente existem diversas alternativas para intensificar tal processo de evaporação, como por exemplo: (i) aumentar a temperatura média da água na bandeja para valores acima da temperatura ambiente; (ii) otimizar área de troca entre água e ar; e (iii) garantir a remoção mecânica do ar circundante, evitando sua saturação.
Dentre as soluções que garantem um ou mais destes efeitos, vale ressaltar o aproveitamento do calor dissipado pela tubulação de descarga do compres-sor, a convecção forçada através da utilização de um ventilador e o aprovei-tamento do rejeito térmico do compressor (WONGWISES; ANANSAUWA-PAK, 2005), sendo esta última a estratégia mais utilizada.
1.3 M
A melhoria contínua na eficiência dos compressores não reduz apenas a demanda energética do equipamento, mas também a quantidade de calor
rejei-tada pelo mesmo. No caso de refrigeradores frost-free, essa redução pode im-plicar em uma diminuição da taxa de evaporação da água de degelo, podendo culminar no transbordamento da bandeja. Em contrapartida, quanto maior for a taxa de evaporação, menor será a temperatura de carcaça do compressor, como evidenciado por Ronzoni (2014).
Apesar da riquíssima literatura sobre a otimização e simulação térmica de compressores, os estudos sobre a taxa de evaporação em bandejas de degelo são escassos, ficando restritos principalmente ao arranjo das mesmas no sis-tema. Este trabalho propõe, de maneira inédita, uma avaliação integrada do compressor e da bandeja, avaliando numérica e experimentalmente os efeitos da evaporação da água de degelo sobre as temperaturas internas e o rendi-mento de um compressor alternativo de alta eficiência. Para tanto, serão parados resultados obtidos para as eficiências volumétrica e global do com-pressor enquanto sujeito a diferentes regimes de evaporação da água sobre a bandeja.
1.4 O
Neste contexto, o objetivo principal do presente trabalho é estudar a in-fluência do processo de evaporação da água recolhida em bandejas de degelo de sistemas frost-free sobre a performance de um compressor alternativo de alta eficiência. Para tanto, propõe-se os seguintes objetivos específicos:
• Aprimorar o aparato experimental desenvolvido por Ronzoni (2014), utilizando-o para realizar a avaliação da performance do compressor em diferentes regimes de operação;
• Realizar ensaios em uma câmara de testes para diferentes condições de operação e arranjos de bandeja, analisando experimentalmente o perfil térmico e o consumo de um compressor alternativo de alta eficiência, instrumentado interna e externamente;
• Implementar e validar modelos numéricos desenvolvidos por Ronzoni (2014) e por Todescat et al. (1992), que computam respectivamente a evaporação da água de degelo e o desempenho térmico do compressor;
• Acoplar os modelos supracitados para prever os impactos decorrentes da evaporação da água na bandeja de degelo sobre o desempenho do compressor, validando os resultados a partir do banco de dados gerado experimentalmente.
1.5 E
Este documento é dividido em seis capítulos. O primeiro introduz o escopo e motivação do trabalho, elencando seus objetivos e fundamentação teórica. No segundo capítulo são revisados alguns trabalhos relevantes desenvolvi-dos em torno do mesmo tema. O terceiro capítulo traz informações acerca do aparato experimental e da matriz de testes, detalhando equipamentos, tes-tes preliminares e metodologia experimental. O capítulo seguinte descreve o trabalho numérico desenvolvido, elucidando suas hipóteses simplificativas, limitações e lógica de funcionamento. O quinto capítulo traz uma síntese dos resultados obtidos tanto experimental quanto numericamente, bem como dis-cussões a respeito das tendências observadas. O sexto e último capítulo lista as conclusões obtidas do presente estudo e sugestões para trabalhos futuros.
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
Para que se possa analisar o impacto da taxa de evaporação da água de degelo sobre o desempenho do compressor, é necessário investigar como fato-res externos influenciam suas eficiências mecânica, elétrica e termodinâmica. Para tanto, deve-se conhecer tanto o funcionamento do compressor quanto as especificidades das bandejas de degelo. Devido à escassez na literatura de tra-balhos que avaliem de maneira conjunta o compressor e a bandeja de degelo, dividiu-se a revisão bibliográfica em duas frentes. A primeira trata de uma visão geral dos modelos de simulação de compressores, enquanto a segunda aborda estudos sobre a taxa de evaporação em bandejas de degelo.
2.1 M
Diversos trabalhos acerca da modelagem numérica de compressores fo-ram publicados nas últimas décadas, principalmente devido à crescente de-manda por maior eficiência energética. Segundo Sanvezzo (2012), as simu-lações de compressores podem ser distinguidas pelo nível de discretização do domínio da solução, custo computacional e complexidade da formulação adotada. Pode-se, portanto, classificar os modelos em três grandes grupos: (i) modelos integrais, (ii) modelos diferenciais e (iii) modelos híbridos.
Todescat et al. (1992) e Ooi (2003) desenvolveram modelos integrais para analisar termicamente compressores alternativos. Modelos desse tipo são mais simples e de menor custo computacional quando comparados aos demais, sendo caracterizados por aplicar as equações de conservação de massa e ener-gia em sua formulação integral a diferentes volumes de controle do domí-nio. Tais volumes de controle compreendem subsistemas ou componentes do compressor e seu acoplamento é geralmente feito através da associação de resistências térmicas. O valor do coeficiente de transferência de calor entre os componentes do compressor pode ser obtido de correlações disponíveis na literatura ou calibrados empiricamente através de balanços de energia em cada componente ou volume de controle. Esse tipo de modelo desdobra-se num sistema não-linear de equações cuja solução numérica resulta no perfil de temperatura e fluxo de calor em cada volume de controle.
Já os modelos diferenciais são mais detalhados e permitem o cômputo dos campos de pressão, temperatura e fluxo de calor em cada componente do compressor. Modelos desse tipo discretizam o domínio da solução aplicando as equações de conservação em cada nó de uma malha. O custo computacio-nal desse tipo de análise é significativamente alto. Modelos diferenciais são resolvidos tipicamente via CFD (Computational Fluid Dynamics) através do método dos volumes finitos (DESCHAMPS, 2010).
Sanvezzo (2012) propôs um modelo híbrido para analisar o superaqueci-mento sofrido pelo fluido refrigerante na câmara de sucção devido à troca tér-mica com a linha de descarga. Modelos híbridos associam as vantagens dos modelos integrais com as dos diferenciais, geralmente buscando resultados tão precisos quanto o necessário com o menor custo computacional possível. No geral, estes modelos concentram esforços numéricos na solução discreti-zada dos subdomínios de interesse, fazendo uso do modelo integral na solução dos demais subdomínios. No trabalho citado, Sanvezzo (2012) utiliza formu-lação integral para resolver a convecção de calor em regiões de escoamento de gás, e formulação diferencial para resolver a condução de calor tridimensional nos componentes sólidos.
Ussyk (1984) utilizou a modelagem integral para compor o código RECIP, que é constituído pela associação de quatro conjuntos de equações relaciona-das à:
• Solução do volume da câmara de compressão, responsável por associar o volume do cilindro ao ângulo de rotação do eixo de manivela;
• Estimativa da pressão e temperatura instantâneas do fluido durante o processo de compressão;
• Definição das vazões mássicas de refrigerante na folga pistão-cilindro e nos processos de admissão e descarga;
• Determinação da posição instantânea das válvulas ao longo do ciclo de compressão.
Com o passar do tempo, este código sofreu inúmeras alterações objeti-vando melhorar a representação dos fenômenos físicos do processo de
com-pressão. Dentre estas, vale ressaltar a inclusão de um sub-modelo de simu-lação térmica, feita por Todescat et al. (1992). As temperaturas dos compo-nentes internos do compressor e do refrigerante foram calculadas a partir do balanço de energia entre diversos volumes de controle (ver Figura 2.1). Os coeficientes de transferência de calor foram definidos por correlações pré-existentes ou dos dados experimentais levantados. Tal sub-modelo permitiu, portanto, o cômputo das taxas de transferência interna de calor e, consequen-temente, a determinação das eficiências mecânica, elétrica e termodinâmica do compressor a partir do seu perfil de temperaturas.
Figura 2.1 – Volumes de controle do modelo proposto por Todescat et al. (1992)
2.2 T
Bansal e Xie (1998) determinaram de maneira empírica uma correlação para a transferência de massa em pequenos corpos de água, válida para ve-locidade do ar entre 0 e 5,36m/s. O equacionamento proposto mescla mode-los para três faixas de velocidade: (i) modelo de difusão pura para condição
de ar estagnado, dependente apenas do gradiente de concentração mássica e da difusividade do vapor d’água; (ii) modelo empírico de Himus e Hinchley (1924), válido para velocidades de 0,9 a 5,36m/s e temperatura da água en-tre 20 e 70°C; (iii) dados experimentais obtidos pelos próprios autores para velocidade igual a 0,2m/s. Os testes foram realizados em duas temperaturas ambiente diferentes, 28,4 e 31,0°C, mas com umidade relativa constante igual a 85%. A correlação obtida prevê a taxa de evaporação em bandejas de degelo com desvios menores que 5,5%.
Bansal e Xie (1999) desenvolveram um modelo matemático para prever a taxa de evaporação em bandejas de degelo acopladas a compressores, explo-rando maneiras de elevar-se a temperatura da água a fim de facilitar o processo de transferência de massa. Os experimentos foram conduzidos em oito dife-rentes arranjos de sistema, mas sempre utilizando a mesma geometria de ban-deja. Vale ressaltar que o compressor foi modelado de maneira simplificada. A temperatura da carcaça foi estimada a partir de uma correlação empírica ba-seada em dados dos autores. Contudo, essa correlação independia de fatores como razão de pressão, superaquecimento na sucção, temperatura ambiente e taxa de evaporação. Além disso, a resistência de contato entre o compressor e a bandeja foi desprezada. Cada arranjo foi ensaiado em duas condições am-bientais (variando a temperatura e a umidade relativa do ar), com variações na velocidade do ar, temperatura da água de degelo e área efetiva de evapo-ração. A correlação desenvolvida por Bansal e Xie (1998) foi utilizada para o cômputo da taxa de evaporação. Os resultados do modelo apresentaram um desvio de ± 2,0°C para a temperatura da água e 7,8% para a massa evaporada em um período de 12h, em relação aos resultados experimentais. Dos diferen-tes arranjos, os autores concluíram que o compressor é a fonte primária de energia para o processo de evaporação, mesmo na presença de um condensa-dor auxiliar atravessando a bandeja. Ainda, sistemas com convecção forçada demonstraram taxas de evaporação até 400% maiores do que sistemas de di-fusão pura.
Xie e Bansal (2000) compararam o efeito de três tipos de bandeja típicas em refrigeradores domésticos sobre a taxa de evaporação da água: uma ban-deja tipo membrana (a), uma do tipo parafusada (b) e uma do tipo top-hat
(c), conforme mostrado na Figura 2.3. O modelo matemático de Bansal e Xie (1999) foi aprimorado através da implementação de um coeficiente global de transferência de calor entre o compressor e a água de degelo. As correlações para temperatura de carcaça do compressor e vazão mássica de degelo foram as mesmas desenvolvidas em 1999, mas reajustadas para os novos resultados experimentais. A temperatura ambiente foi variada entre 25,8 e 28,5°C, e a temperatura da água injetada entre 5,2 e 6,4°C. A umidade relativa e a velo-cidade do ar foram mantidas constantes, respectivamente em 85% e 0,3m/s. Dentre as três geometrias, a bandeja do tipo membrana apresentou as maiores taxas de evaporação e temperatura média da água na bandeja, respectivamente 9,1 g/h e 37,6°C. O pior desempenho foi o da bandeja tipo parafuso, com uma taxa de evaporação 55% inferior. O modelo matemático desenvolvido foi va-lidado pelos ensaios experimentais e apresentou um desvio máximo de 7,6%. Concluiu-se que a única geometria de bandeja capaz de evitar o transborda-mento nas condições avaliadas foi a do tipo membrana, conforme visto na Figura 2.2.
Figura 2.2 – Massa resultante em cada modelo de bandeja (XIE; BANSAL, 2000)
Figura 2.3 – Bandejas ensaiadas por Xie e Bansal (2000): (a) bandeja tipo membrana; (b) bandeja parafusada e (c) bandeja top-hat Wongwises e Anansauwapak (2005) também estudaram o processo de eva-poração da água de degelo em refrigeradores domésticos. Dois refrigeradores foram utilizados nos experimentos, ambos dotados de compressores
herméti-cos alternativos e bandejas de degelo rígidas feitas de polímero transparente. Os refrigeradores foram mantidos em suas configurações originais, exceto pela instrumentação do compressor e da bandeja com termopares. As variá-veis independentes do experimento foram a temperatura e umidade relativa do ar, a temperatura e massa inicial da água de degelo, a área efetiva de trans-ferência e o comprimento característico da bandeja. Um modelo matemático foi desenvolvido com base nas equações de conservação da massa e da ener-gia, e validado através da base de dados experimentais. Novamente, a tem-peratura de carcaça do compressor foi considerada independente do processo de evaporação, servindo de condição de contorno para o modelo de evapora-ção. Utilizou-se a correlação proposta por Bansal e Xie (1998) para a taxa de evaporação da bandeja. O modelo provou-se muito próximo dos resultados experimentais em se tratando da temperatura da água de degelo, conforme exposto na Figura 2.4. Em contrapartida, a taxa de evaporação apresentou um desvio médio de 32,7%.
Figura 2.4 – Comparação entre resultados experimentais e numéricos (WONGWISES; ANANSAUWAPAK, 2005)
Ronzoni (2014) realizou uma análise teórico-experimental dos processos de transferência de calor e massa em diferentes bandejas de degelo submeti-das a condições ambientais e operacionais diversas. Os experimentos foram realizados com o auxílio de um aparato experimental dedicado, com controle ativo das variáveis independentes. O aparato foi utilizado tanto para validação de um modelo matemático quanto para obtenção de parâmetros empíricos. Ele consiste basicamente de um calorímetro de ciclo quente, operando somente
com vapor superaquecido de HC-600a, para controlar as condições de opera-ção do compressor. Os testes foram realizados com temperaturas ambientes na faixa de 25 a 35°C e umidade relativa entre 45 e 85%. A velocidade do ar também foi controlada, variando entre 0,25 e 3,00m/s. Também controlou-se a fração e frequência de operação do compressor. Os resultados experimen-tais demonstraram que a substituição de bandejas convencionais por bandejas do tipo membrana, além de aumentar a taxa de evaporação e a temperatura da água, reduzem a temperatura de carcaça do compressor em quase 9°C. Um modelo matemático de natureza semi-empírica foi desenvolvido, com o ob-jetivo de prever simultaneamente a taxa de evaporação da água de degelo e a temperatura de carcaça do compressor. Vale ressaltar que o compressor foi modelado de maneira integral. Aproximadamente 85% dos pontos previs-tos pelo modelo de taxa de evaporação apresentaram desvio inferior a 15% quando comparados aos resultados experimentais. Com relação às temperatu-ras da água e de carcaça, observou-se em 80% dos ensaios um erro médio qua-drático inferior a 3% entre as simulações e os experimentos (ver Figura 2.5).
Figura 2.5 – Comparação entre valores numéricos e experimentais obtidos por (RONZONI, 2014)
2.3 S
A revisão da literatura tratou de aspectos relacionados a métodos de mo-delagem térmica de compressores, ao cômputo de suas eficiências e perfil térmico de seus componentes e ao processo de evaporação em bandejas de degelo.
Ratificou-se que a evaporação em bandejas de degelo é responsável por uma redução de cerca de 11°C na temperatura de carcaça do compressor, po-dendo surtir efeitos significativos sobre o a temperatura de seus componentes internos e, assim, afetar suas eficiências termodinâmica, elétrica e mecânica. Constatou-se que a correlação empírica criada por Bansal e Xie (1998), dedicada ao cômputo da taxa de evaporação em pequenas superfícies e bai-xas velocidades, foi validada experimentalmente por diversos autores. Ainda, observou-se que modelos integrais semi-empíricos, como o proposto por To-descat et al. (1992), apresentam resultados satisfatórios no que tange à defini-ção do perfil térmico interno do compressor.
Notou-se, no entanto, que a literatura ainda carece de trabalhos que ava-liem de maneira integrada o acoplamento entre compressor e bandeja de de-gelo. Neste viés, Ronzoni (2014) levantou uma extensa base de dados expe-rimentais e numéricos em uma ampla faixa de condições operacionais, mas focando apenas na taxa de evaporação. O presente estudo visa preencher esta lacuna, avaliando o citado acoplamento com enfoque no desempenho do com-pressor.
3 ABORDAGEM EXPERIMENTAL
A análise experimental tem dois objetivos principais: (i) avaliar o campo de temperaturas e as eficiências do compressor em diferentes condições de operação e (ii) calibrar o modelo numérico e validar seus resultados. Definiu-se a análiDefiniu-se fatorial proposta por Box et al. (2005) como metodologia expe-rimental, segundo a qual foram determinados 32 testes a partir de diferentes níveis das variáveis de controle. Esta análise visa elucidar como a variação de determinados parâmetros de controle afeta o desempenho do compressor.
As variáveis de controle do presente estudo são: pressões de sucção e des-carga, temperatura e umidade relativa do ar, massa e temperatura da água de degelo, velocidade do ar sobre a seção de testes, além de parâmetros operaci-onais do compressor (frequência, período de operação e fração de funciona-mento).
A bancada (ilustrada na Figura 3.1) deve, portanto, ser capaz de suprir este controle, bem como registrar as temperaturas ao longo do ciclo e no interior
do compressor, vazão mássica de refrigerante, potência elétrica consumida pelo compressor e taxa de evaporação da água de degelo.
As seções seguintes serão dedicadas a pormenorizar a bancada experimen-tal projetada, sua seção de testes e a metodologia adotada.
3.1 B
O aparato experimental é composto basicamente por um calorímetro de ciclo quente associado a um circuito de injeção de água fria. O conjunto é ensaiado no interior de uma câmara de testes climatizada que permite o con-trole tanto da temperatura quanto da umidade relativa ambiente. Utilizou-se como base o aparato desenvolvido por Ronzoni (2014), que foi adaptado e aprimorado para realizar os ensaios com maior eficácia e nível de automação. 3.1.1 Calorímetro
A principal função do calorímetro é emular o funcionamento do compres-sor sem precisar recorrer a um sistema completo de refrigeração. Ele é pro-jetado para operar totalmente na zona de vapor superaquecido, prescindindo, portanto, de evaporador ou condensador. Uma representação esquemática da bancada pode ser vista na Figura 3.2.
O compressor empregado (Comp), modelo VESD5C, é um compressor hermético, alternativo, de velocidade variável (VCC) e alta eficiência. Sua frequência, período de operação e fração de funcionamento são controlados por um sistema de aquisição de dados através de um inversor de frequência de-dicado. Após comprimido, o fluido refrigerante atravessa um transdutor de va-zão mássica (TVM) do tipo Coriolis com incerteza de medição de±0,06kg/h. A válvula solenóide proporcional de alta pressão (VSPA) é responsável pela primeira expansão. É do tipo PWM (pulse width modulation) com 0,8mm de diâmetro de orifício, modelo 2833 da Bürkert. O fluido expande até uma pressão intermediária, onde ocorre o armazenamento de parte da carga de re-frigerante do sistema no acumulador (AC). Este, funciona tanto como reserva-tório de massa, garantindo flexibilização das condições do operação, quanto como amortecedor, mitigando pulsos advindos da alta frequência de
opera-Transdutor de pressão Termopar BT Comp Bandeja AC TCI TCA VS1 VS2 VSPA VSPB VSOF V1 V2 VA VRH TVM RSUP VENT
Figura 3.2 – Esquema da bancada experimental
ção das válvulas solenóides. A segunda expansão é realizada pela válvula solenóide proporcional de baixa pressão (VSPB). A ação conjunta da VSPA e VSPB define a razão de pressão a que será submetido o compressor. Elas são acionadas de modo a encher ou esvaziar o AC e, assim, aumentar ou reduzir a pressão das linhas.
O comando de acionamento das VSPA e VSPB é feito pelo sistema de aquisição de dados, que possui implementado um controlador PI alimentado pela leitura dos transdutores de pressão. Tomando a linha de descarga como exemplo, caso o valor aferido esteja abaixo do setpoint, a VSPA reduz seu período de abertura, o que implica no esvaziamento do AC e consequente aumento da pressão na linha. Caso contrário, a VSPA aumenta seu período de abertura, permitindo que mais fluido refrigerante se acumule no AC, redu-zindo a pressão da linha.
O diagrama da Figura 3.3 demonstra os processos termodinâmicos a que o fluido foi submetido. O ponto 1 denota a entrada do fluido no compressor, que eleva sua pressão até o ponto 2. A primeira expansão leva ao ponto 3, relativo à pressão intermediária do AC. A segunda expansão retorna o fluido à pressão inicial (ponto 4), porém, ele precisa ser resfriado para alcançar novamente a temperatura Tamb. Este resfriamento ocorre no trocador de calor interno
h [kJ/kg] P [ k P a ] Tamb Tc = Tamb + DTc Te = Tf - DTe Tf 1 2 3 4
Figura 3.3 – Diagrama Pressão x Entalpia do calorímetro de ciclo quente contracorrente (TCI), onde o refrigerante cede calor à água fria proveniente do banho termostático (BT). O ajuste fino da temperatura de sucção é realizado pelo posterior aquecimento do fluido por uma resistência elétrica (RSUP), que está ligada a um relé de ângulo de fase acionado por um controlador PID.
As válvulas V1 e V2 são manuais, do tipo esfera, e têm como única utili-dade isolar as linhas de alta e baixa pressão, respectivamente. As válvulas de serviço VS1 e VS2 permitem a adição ou remoção de fluido refrigerante do sistema.
3.1.2 Subsistema de injeção de água
O subsistema de injeção de água tem como principal função emular a va-zão de água que chega à bandeja de degelo de sistemas frost-free. Iniciando pelo banho termostático (BT), uma mistura de água e propilenoglicol (con-centração mássica de 20%) é resfriada até 2,5°C, e em seguida bombeada até o trocador de calor da água de injeção (TCA). Este, consiste em um pequeno reservatório com capacidade para 200ml de água, circundado pela tubulação que deixa o BT. Logo em seguida, a mistura alimenta o TCI, retornando então ao BT.
O TCA, por sua vez, é abastecido diretamente da rede hidráulica através da válvula VRH. A água é então resfriada até 5°C devido à troca de calor com a mistura que percorre a tubulação circundante. No momento da injeção, a válvula solenóide do tipo on-off (VSOF) é acionada pelo sistema de aquisição de dados e a água fria do TCA passa a fluir. A válvula micrométrica manual do tipo agulha (VA) permite um ajuste fino da vazão de água injetada na bandeja.
Por fim, um ventilador centrífugo (VENT) garante o controle da veloci-dade de ar que circula sobre a superfície da bandeja, permitindo a avaliação da evaporação tanto em convecção natural como forçada.
3.1.3 Instrumentação
A bancada é dotada de 36 termopares tipo T, dos quais 5 estão no inte-rior do compressor e outros 6 em sua carcaça. Dentre os demais, os pontos de tomada de temperatura de maior relevância estão sinalizados na Figura 3.2. Tanto no passador de sucção quanto no de descarga foram utilizados res de imersão, conforme mostrado na Figura 3.4. Todos os canais de termopa-res são conectados a uma junta de compensação externa. Nela, a temperatura de referência é definida por 3 termistores pré-calibrados. A incerteza de me-dição dos termopares é de±0,2°C.
O transdutor de pressão da linha de alta pressão possui incerteza de±900Pa e os transdutores da linha intermediária e de baixa pressão possuem incerteza de ±650Pa. A medição da potência do compressor, por sua vez, é feita por um transdutor Yokogawa 2375A10.
A calibração dos termopares e dos transdutores de pressão, vazão e potên-cia foi realizada no Laboratório de Calibração do POLO.
A leitura dos medidores é feita por um sistema de aquisição de dados HP75000, acessado por meio de uma interface construída em LabVIEW numa frequência de 1 leitura a cada 3 segundos. Ela permite ainda o controle e atu-ação de válvulas e resistências, feitos através de sinais de tensão enviados à bancada por uma placa de saída.
Figura 3.4 – Instrumentação dos passadores de sucção e descarga (RONZONI, 2014)
3.2 S
A seção de testes é composta pelo conjunto compressor, bandeja e venti-lador com suas respectivas instrumentações. Um esquema detalhado pode ser visto na Figura 3.5.
O compressor VESD5C foi escolhido por ser um modelo pequeno de alta eficiência. Dessa forma, sua rejeição de calor pela carcaça é baixa, potenciali-zando problemas relacionados ao transbordamento da bandeja de degelo em climas tropicais. Ele foi instrumentado interna e externamente, para que se pudesse levantar seu perfil térmico de maneira precisa.
A temperatura de carcaça do compressor (Tc) foi tomada em 6 pontos,
através de termopares de superfície: 4 em sua tampa e 2 nas laterais. Em seu interior, foram colocados termopares aferindo as temperaturas das câmaras de sucção e descarga, do óleo, do ambiente interno e da parede do cilindro, conforme Figura 3.6.
Para facilitar a instalação e manutenção dos termopares internos, optou-se pela utilização de uma carcaça flangeada. A fiação dos termopares foi atraves-sada por pequenos orifícios na base da carcaça do compressor vedados com
Figura 3.5 – Esquema da seção de testes (RONZONI, 2014) 2 1 2 3 4 5 6 7 1 Câmara de sucção Parede do cilindro Câmara de descarga Ambiente interno Motor Ambiente externo Óleo 3 4 5 6 7
Figura 3.6 – Instrumentação interna do compressor; adaptada de Diniz e Deschamps (2016)
cola estrutural, já que sua passagem pela flange poderia originar vazamentos (Figura 3.7).
Figura 3.7 – Furos para passagem da instrumentação interna
A bandeja de degelo é posicionada sobre o compressor. Como as dimen-sões e tipos de encaixe variam muito em aplicações de refrigeração doméstica, optou-se por utilizar as bandejas especialmente desenvolvidas para o trabalho de Ronzoni (2014). Elas foram fabricadas por prototipagem rápida, através da técnica SLS (Selective Laser Sintering), a partir de blocos de poliamida de alta densidade (PA-12).
Das 4 bandejas projetadas por Ronzoni (2014), foram utilizadas apenas as que apresentaram as maiores e as menores taxas de evaporação, com o intuito de contrastar melhor impactos sobre o desempenho do compressor.
A medição da massa de água sobre a bandeja se dá a partir de seu nível. Um medidor ultrassônico, localizado diretamente sobre a parte plana da ban-deja, emite uma onda de alta frequência que é refletida ao encontrar alguma
superfície. A reflexão da onda é percebida pelo aparelho, que é capaz de me-dir a distância até o ponto de rebatimento com uma incerteza de ±0,2mm. A curva que relaciona o nível à massa de água injetada para cada bandeja foi obtida através dos procedimentos descritos no Apêndice A.
Evaporador e Dumpers Umidificador Ventilador Resistência
Figura 3.8 – Câmara de testes (RONZONI, 2014)
O ventilador centrífugo utilizado para controlar o fluxo de ar sobre a seção de testes permite variar sua rotação através de um sinal de tensão de 0 a 10V. Dessa forma, conforme explicado no Apêndice B, levantou-se uma curva que relaciona a tensão aplicada à velocidade do ar. Tanto a umidade quanto a tem-peratura desta corrente de ar são medidas por um transdutor TESTO, com
incertezas respectivas de±1,7% e±0,2°C.
O controle da condição ambiente é alheio à bancada, sendo realizado pela câmara de testes em que o aparato está instalado. A câmara, esquematizada na Figura 3.8, permite que a temperatura ambiente seja definida entre 18 e 43°C, e a umidade relativa entre 40 e 95%. A velocidade de circulação de ar na câmara é baixa, não excedendo 0,25m/s.
3.3 P
A metodologia proposta por Box et al. (2005), conhecida como planeja-mento fatorial, é muito empregada quando busca-se entender quais fatores exercem maior efeito sobre determinada variável. Ela permite uma análise qualitativa relevante, minimizando o número de ensaios.
O primeiro pressuposto deste método é a definição das variáveis dependen-tes (fatores) e independendependen-tes. No presente estudo, as variáveis independendependen-tes são as eficiências global e volumétrica do compressor. Os fatores escolhidos buscam representar faixas típicas de operação e ambiental de sistemas domés-ticos de refrigeração.
Os fatores serão divididos em duas classes: fatores variáveis e fatores fi-xos. Enquanto o primeiro grupo definirá efetivamente a matriz de testes, o segundo será composto por variáveis de controle de cunho exclusivamente operacional.
Os fatores variáveis são: o tipo de bandeja, a temperatura ambiente, a umi-dade relativa do ar, a velociumi-dade do ar e a massa de água injetada. Para cada um destes foram definidos dois níveis, correspondentes aos limites máximo e mínimo da referida faixa de aplicação.
Dentre os fatores fixos, a temperatura de sucção, a pressão de descarga, a rotação do compressor, seu período de operação e sua fração de funciona-mento serão dependentes apenas da temperatura ambiente. Em contrapartida, a temperatura da água de degelo e a pressão de sucção serão constantes em todos os ensaios.
