UNIVERSIDADE FEDERAL DE SANTA CATARINA DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
Marco Carrilho Diniz
ANÁLISE NUMÉRICO-EXPERIMENTAL DE COMPRESSORES ALTERNATIVOS EM TRANSIENTES PERIÓDICOS TÍPICOS DE
REFRIGERADORES DOMÉSTICOS
Florianópolis 2018
Marco Carrilho Diniz
ANÁLISE NUMÉRICO-EXPERIMENTAL DE COMPRESSORES ALTERNATIVOS EM TRANSIENTES PERIÓDICOS TÍPICOS DE
REFRIGERADORES DOMÉSTICOS
Tese submetida ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Ca-tarina para a obtenção do título de Doutor em Engenharia Mecânica. Orientador: Prof. César José Des-champs, Ph.D.
Florianópolis 2018
Diniz, Marco Carrilho
Análise numérico-experimental de compressores alternativos em transientes periódicos típicos de refrigeradores domésticos / Marco Carrilho Diniz ; orientador, César José Deschamps , 2018.
260 p.
Tese (doutorado) - Universidade Federal de Santa Catarina, Centro Tecnológico, Programa de Pós
Graduação em Engenharia Mecânica, Florianópolis, 2018. Inclui referências.
1. Engenharia Mecânica. 2. Refrigerador doméstico. 3. Compressor alternativo. 4. Simulação transiente. I. , César José Deschamps. II.
Universidade Federal de Santa Catarina. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica. III. Título.
Aos meus avós, Pepe e Zulmira, e à minha tia, Dolly, que olham por mim em todos os momentos.
AGRADECIMENTOS
Aos meus pais, Maria João e Ilídio, e às minhas irmãs, Susana e Sibila, pelo apoio e incentivo incondicional;
Ao Prof. César J. Deschamps, pelas oportunidades, confiança, orientação e dedicação sempre que foi necessário;
Aos membros da banca examinadora, pela disposição em ava-liar este trabalho;
Aos engenheiros da EMBRACO Evandro L. L. Pereira e Sér-gio K. Lohn, pelo suporte técnico e constante disponibilidade;
Ao Eduardo L. da Silva, pela participação fundamental na etapa experimental deste trabalho, e à Renata Steinbach e à Mano-ela pelo auxílio na instrumentação;
Ao Prof. Cláudio Melo e sua equipe, em especial ao Joel Bo-eng, pelo suporte na etapa experimental deste trabalho;
Ao Lucas C. Lazzaris, pelo importante auxílio na implemen-tação dos modelos;
Ao Daniel F. Balvedi e ao Téo B. Balconi pelas diversas dis-cussões acerca do desempenho de compressores em condições tran-sientes;
Ao Daniel L. da Silva e ao Henrique Alves pelo auxílio na preparação das figuras desta tese;
Aos amigos Ernane Silva e Thiago Dutra, pela forte parceria dos últimos anos e pelas importantes discussões técnicas;
Ao pesquisador e valioso amigo Jaime Lozano, por ceder o template em LATEXpara redação da tese;
Ao POLO como instituição, em especial aos seus colabora-dores, que fazem dele um ambiente excelente para o exercício da pesquisa, do qual tenho orgulho de fazer parte;
À Universidade Federal de Santa Catarina, em especial ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, pelos co-nhecimentos transmitidos;
Ao povo brasileiro, na figura do CNPq e da CAPES, e à EM-BRACO, pelo suporte financeiro;
À Bruna C. de Campos, pelo amor, dedicação e companhei-rismo, sem os quais este trabalho não existiria.
“Quem olha para fora, sonha. Quem olha para dentro, desperta.” (Carl Jung)
RESUMO
Compressores alternativos herméticos são projetados considerando condições de operação em regime permanente e seguindo procedi-mentos definidos em normas. Por outro lado, na maior parte dos refrigeradores domésticos o controle da capacidade de refrigeração é realizado através da operação on-off do compressor. A operação cí-clica causa transientes de pressão e de temperatura, deixando clara a discrepância entre a condição de operação adotada no projeto do compressor e a sua condição efetiva de operação no sistema. O objetivo deste trabalho é analisar o desempenho de compressores alternativos operando em condições transientes de refrigeradores do-mésticos. Inicialmente, um compressor instrumentado foi montado em um refrigerador doméstico, tendo-se medido as temperaturas de componentes do compressor e o diagrama indicado do ciclo de compressão (p-∀) em uma ampla faixa de condições de operação. Em seguida, foi desenvolvido um modelo detalhado para simula-ção do compressor em condições transientes do sistema, o qual é capaz de prever a dinâmica das válvulas e as pulsações de pres-são nos filtros de sucção e descarga. As previsões do modelo foram
comparadas às medições, observando-se diferenças inferiores a 3∘C
para as temperaturas médias e 4% para o consumo de energia. O modelo detalhado do compressor foi posteriormente integrado em um modelo semi-empírico para o sistema de refrigeração. Após a validação, o modelo do sistema foi utilizado para analisar o efeito de modificações no projeto do compressor sobre o desempenho do refrigerador em condições de transiente periódico. Em certos casos, como quando se reduz o volume morto, o modelo indicou que o bene-fício de um compressor mais eficiente operando no sistema é apenas marginal, devido ao aumento de irreversibilidades nos demais com-ponentes do sistema. Em outras simulações, envolvendo redução do superaquecimento do refrigerante, aumento da eficiência do motor elétrico e mudança da velocidade do compressor, o modelo previu redução perceptível do consumo de energia do refrigerador. As aná-lises mostraram que o modelo é uma ferramenta importante para o desenvolvimento de compressores alternativos herméticos visando a redução do consumo de energia de refrigeradores domésticos.
Palavras-chave: refrigerador doméstico, compressor alternativo,
ABSTRACT
Hermetic reciprocating compressors are often designed considering steady-state operating conditions and following standardized proce-dures. However, in most household refrigerators, the cooling capa-city is controlled through alternate periods in which the compressor is either operating (on) or not operating (off). Since the on-off cy-cling gives rise to pressure and temperature transients, the operating conditions of the compressor in a refrigerator can be significantly different from that considered for its design. The main objective of this work is to analyze the performance of reciprocating compres-sors operating under transient conditions of household refrigerators. For that, an instrumented compressor was mounted in a household refrigerator to allow for measurements of compressor internal tempe-ratures and the indicator diagram (p-∀) of the compression cycle. In addition, a detailed model was developed to simulate reciprocating compressors under transient system conditions, which considers as-pects such as valve dynamics and pressure pulsations in the suction and discharge mufflers. Model predictions were in good agreement
with measurements, with differences lower than 3 ∘C for average
temperatures and 4% for energy consumption. The detailed com-pressor model was then integrated into a semi-empirical model for the refrigeration system. After validation, the model was used to analyze the effect of modifications in the compressor design on the refrigerator performance under on-off cycling conditions. In some cases, such as when the dead volume is reduced, the model indica-ted that the benefits of a more efficient compressor operating in the system are insignificant, due to the increase in the irreversibility in the remaining components of the cycle. On other hand, in simula-tions that involved reduction of suction superheating, increase in electrical motor efficiency and compressor speed variation, a notice-able decrease in the refrigerator energy consumption was achieved. These analyses showed that the model can be important for the design of reciprocating compressors aimed at reducing the energy consumption of household refrigerators.
Keywords: household refrigerator, reciprocating compressor,
LISTA DE ILUSTRAÇÕES
Figura 1.1 –Pressões no evaporador (𝑝𝑒) e no condensador (𝑝𝑐) e
temperatura do freezer (𝑇𝑓 𝑧) durante dois ciclos on-off
de um refrigerador doméstico operando com isobutano. Fonte: medições do autor. . . 40
Figura 2.1 –Esquema de um refrigerador doméstico típico. Adaptado
de (Hermes, 2006). . . 46
Figura 2.2 –Ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor
típico de refrigeradores domésticos. . . 47
Figura 2.3 –Diagrama p-h ilustrativo de um ciclo de refrigeração por
compressão mecânica de vapor de refrigeradores domésticos. 47
Figura 2.4 –Variação da pressão nos trocadores de calor num teste
de transiente de partida de um sistema com R134a. Re-produzido de Hermes (2006). . . 49
Figura 2.5 –Variação da massa nos componentes de um sistema de
refrigeração de um refrigerador doméstico. Reproduzido de Björk & Palm (2006b). . . 51
Figura 2.6 –Componentes de um compressor hermético alternativo
típico de refrigeração doméstica: (a) Vista frontal; (b) Vista lateral; (c) Motor e kit mecânico. . . . 53
Figura 2.7 –Mecanismo de compressão de um compressor alternativo. 55
Figura 2.8 –Diagrama indicado (p-∀) teórico de um compressor
al-ternativo convencional com volume morto.. . . 56
Figura 2.9 –Diagrama indicado (p-∀) típico de um compressor
alter-nativo . . . 58
Figura 2.10–Perdas elétricas, mecânicas e termodinâmicas em
com-pressores alternativos de refrigeração doméstica. . . 60
Figura 2.11–Fenômenos que reduzem a vazão mássica em
compresso-res alternativos de refrigeração doméstica. . . 63
Figura 3.1 –Destruição de exergia nos diversos componentes de um
sistema de refrigeração. Reproduzido de Aprea & Renno (2004). . . 68
Figura 3.2 –Comparação entre resultados numéricos e medições
du-rante um transiente periódico. Reproduzido de Hermes & Melo (2008). . . 70
Figura 3.4 –Distribuição da destruição de exergia em diversos com-ponentes de um compressor alternativo. Reproduzido de McGovern & Harte (1995). . . 77
Figura 3.5 –Comparação entre resultados numéricos e experimentais
de Porkhial et al. (2002). . . 78
Figura 3.6 –Solubilidade do isobutano em óleo lubrificante
alquilben-zeno (LAB ISO 5). Reproduzido de Marcelino & Barbosa (2011). . . 80
Figura 3.7 –Comparação entre o resulto experimental e o numérico de
vazão mássica para uma condição de transiente periódico. Reproduzido de Negrão et al. (2011). . . 82
Figura 3.8 –Temperatura da câmara de sucção e da câmara de
des-carga durante a operação do compressor em transiente periódico num sistema real. Reproduzido de Hopfgartner et al. (2016). . . 84
Figura 4.1 –Ilustração da câmara climatizada. Reproduzido de
Her-mes (2006). . . 90
Figura 4.2 –Instrumentação do compartimento do compressor. . . . 91
Figura 4.3 –Instrumentação do sistema de refrigeração. . . 92
Figura 4.4 –Instrumentação dos compartimentos refrigerados. . . . 93
Figura 4.5 –Carcaça modificada e posicionamento dos termopares na
entrada e saída do compressor e na carcaça. . . 94
Figura 4.6 –Posicionamento dos termopares instalados no interior do
compressor. . . 95
Figura 4.7 –𝑇𝑒, 𝑇𝑓 𝑧, 𝑇𝑎𝑚𝑏e 𝑇𝑐durante um on-off típico na condição
16B. . . 97
Figura 4.8 –𝑇𝑒, 𝑇𝑓 𝑧, 𝑇𝑎𝑚𝑏e 𝑇𝑐durante um on-off típico na condição
32B. . . 98
Figura 4.9 –𝑝𝑒, 𝑝𝑐, e ˙𝑚 durante um on-off típico na condição 16B.. 99
Figura 4.10–𝑝𝑒, 𝑝𝑐, e ˙𝑚 durante um on-off típico na condição 32B.. 99
Figura 4.11–Temperaturas do compressor para um ciclo on-off típico
na condição 16B. (a) apresenta as temperaturas do refri-gerante e (b) apresenta a temperatura de componentes sólidos e do óleo lubrificante. . . 102
Figura 4.12–Temperaturas do compressor para um ciclo on-off típico
na condição 32B. (a) apresenta temperaturas do refri-gerante e (b) apresenta a temperatura de componentes sólidos e do óleo lubrificante. . . 103
Figura 4.13–Aspectos que reduzem a vazão mássica durante um on
Figura 4.14–Aspectos que reduzem a vazão mássica durante um on típico para a condição 32B. . . 107
Figura 4.15–Aspectos que aumentam a potência do compressor
du-rante um on típico para a condição 16B. . . . 108
Figura 4.16–Aspectos que aumentam a potência do compressor
du-rante um on típico para a condição 32B. . . . 109
Figura 4.17–Aspectos que aumentam a potência indicada do
com-pressor durante um on típico para a condição 16B. . . 110
Figura 4.18–Aspectos que aumentam a potência indicada do
com-pressor durante um on típico para a condição 32B. . . 110
Figura 4.19–Diagramas indicadas para a condição 16B: (a) após a
partida do compressor; (b) antes do desligamento do compressor. . . 111
Figura 4.20–Diagramas indicadas para a condição 32B: (a) após a
partida do compressor; (b) antes do desligamento do compressor. . . 112
Figura 4.21–Condições médias de operação para as diferentes
tempe-raturas ambiente e de freezer avaliadas. . . . 114
Figura 4.22–Aspectos que reduzem a vazão mássica do compressor
nas oito condições analisadas. . . 114
Figura 4.23–Aspectos que aumentam a potência do compressor nas
oito condições analisadas. . . 116
Figura 4.24–Aspectos que aumentam a potência indicada do
com-pressor nas oito condições analisadas. . . 117
Figura 4.25–Temperaturas médias do refrigerante no interior do
com-pressor para as oito condições de operação avaliadas. . 118
Figura 4.26–Temperaturas médias do refrigerante de componentes
sólidos e do óleo lubrificante para as oito condições de operação avaliadas. . . 118
Figura 5.1 –Diagrama esquemático da interação entre o compressor
e o sistema durante o transiente. . . 120
Figura 5.2 –Ilustração do mecanismo biela-manivela de um
compres-sor alternativo. . . 122
Figura 5.3 –Termos considerados nos balanços de massa e energia na
câmara de compressão de compressores alternativos. . . 122
Figura 5.4 –Ilustração do modelo massa-mola-amortecedor para as
válvulas de compressores alternativos. . . 125
Figura 5.5 –Modelo para vazamento através da folga pistão-cilindro. 127
Figura 5.6 –Representação esquemática do modelo para os filtros
acústicos. Reproduzido de Link & Deschamps (2011). . 127
Figura 5.7 –Ilustração da divisão do compressor em volumes de
Figura 5.10–Fluxograma de acoplamento dos sub-modelos de simula-ção do compressor. . . 141
Figura 5.11–Fluxograma de solução do modelo de ciclo de compressão.143
Figura 5.12–Fluxograma do modelo térmico do compressor. . . 144
Figura 5.13–Comparação entre o dado experimental da temperatura
de parede do cilindro e o resultado da simulação para condição 32B. . . 148
Figura 5.14–Comparação entre o dado experimental da temperatura
de parede do cilindro e o resultado da simulação para condição 16B. . . 148
Figura 5.15–Comparação entre o dado experimental da temperatura
de câmara de sucção e o resultado da simulação para condição 32B. . . 149
Figura 5.16–Comparação entre o dado experimental da temperatura
de câmara de sucção e o resultado da simulação para condição 16B. . . 149
Figura 5.17–Comparação entre o dado experimental da vazão mássica
na linha de descarga e o resultado da simulação para condição 32B durante o período em que o compressor está ligado. . . 151
Figura 5.18–Comparação entre o dado experimental da vazão mássica
na linha de descarga e o resultado da simulação para condição 16B durante o período em que o compressor está ligado. . . 152
Figura 5.19–Comparação entre o dado experimental da potência
elé-trica e o resultado da simulação para condição 32B du-rante o período em que o compressor está ligado. . . . 153
Figura 5.20–Comparação entre o dado experimental da potência
elé-trica e o resultado da simulação para condição 16B du-rante o período em que o compressor está ligado. . . . 153
Figura 5.21–Comparação entre o dado experimental da potência
in-dicada e o resultado da simulação para condição 32B durante o período em que o compressor está ligado. . . 154
Figura 5.22–Comparação entre o dado experimental da potência
in-dicada e o resultado da simulação para condição 16B durante o período em que o compressor está ligado. . . 154
Figura 5.23–Comparação entre resultados experimentais e a previsão
de diagramas indicados para a condição a 32B: (a) após a partida do compressor; (b) antes do desligamento do compressor. . . 156
Figura 5.24–Comparação entre resultados experimentais e a previsão de diagramas indicados para a condição a 16B: (a) após a partida do compressor; (b) antes do desligamento do compressor. . . 157
Figura 5.25–Fracionamento das reduções de vazão mássica para a
condição 32B. . . 159
Figura 5.26–Fracionamento das perdas termodinâmicas para a
condi-ção 32B. . . 160
Figura 6.1 –Diagrama esquemático da interação entre o compressor
e os demais componentes do sistema durante o período de on.. . . 164
Figura 6.2 –Diagrama esquemático da interação entre o compressor
e os demais componentes do sistema durante o período de off. . . . 168
Figura 6.3 –Fluxograma de solução do modelo do sistema de
refrige-ração.. . . 169
Figura 6.4 –Fluxograma do modelo dos restantes componentes do
sistema.. . . 171
Figura 6.5 –Comparação entre o resultado da simulação para as
temperaturas nas paredes dos trocadores de calor e o dado experimental na condição 32B.. . . 173
Figura 6.6 –Comparação entre o resultado da simulação para as
temperaturas de saturação nos trocadores de calor e o dado experimental na condição 32B.. . . 175
Figura 6.7 –Comparação entre o resultado da simulação das
tempe-raturas nas linhas de sucção e descarga e o dado experi-mental na condição 32B. . . 175
Figura 6.8 –Comparação entre o resultado da simulação da potência
consumo e da vazão mássica bombeada pelo compressor com o dado experimental na condição 32B. . . 176
Figura 7.1 –Volumes de controle para análise exergética.. . . 181
Figura 7.2 –Mapa de utilização da exergia fornecida ao sistema de
refrigeração na condição 32B. . . 186
Figura 7.3 –Efeito da variação do ∀𝑐 sobre o desempenho do
com-pressor em condições de calorímetro e sobre o consumo de energia do refrigerador. . . 189
Figura 7.4 –Efeito da variação do ∀𝑐 sobre as eficiências
termodinâ-mica, mecânica e elétrica na condição de checkpoint em calorímetro. . . 189
Figura 7.5 –Efeito da variação do ∀𝑐 sobre a destruição de exergia
nos diferentes componentes do sistema de refrigeração e sobre a média da vazão mássica.. . . 191
e sobre o consumo de energia do refrigerador. . . 193
Figura 7.7 –Efeito da variação do fator multiplicativo de ~𝑤 sobre
a destruição de exergia nos componentes do sistema de refrigeração e sobre a vazão mássica média. . . 194
Figura 7.8 –Efeito do isolamento do filtro de sucção sobre o
desempe-nho do compressor em condições de calorímetro e sobre o consumo de energia do refrigerador. . . 196
Figura 7.9 –Efeito do isolamento do filtro de sucção do compressor
sobre a destruição de exergia nos componentes do sistema de refrigeração. . . 197
Figura 7.10–Efeito da variação da eficiência elétrica do motor sobre o
desempenho do compressor em condições de calorímetro e sobre o consumo de energia do refrigerador. . . 198
Figura 7.11–Variação da destruição de exergia nos componentes do
sistema devido à alteração da eficiência do motor elétrico.199
Figura 7.12–Efeito da rotação sobre o consumo de energia do
refrige-rador em condições com temperaturas de off de -16∘C, -12∘C e -8∘C. . . . 202
Figura 7.13–Destruição de exergia nos componentes do sistema à
medida que se altera a rotação do compressor para 𝑇𝑜𝑛
= -13∘C e 𝑇
𝑜𝑓 𝑓 = -16∘C. . . 203
Figura 7.14–Destruição de exergia nos componentes do sistema à
medida que se altera a rotação do compressor para 𝑇𝑜𝑛
= -5∘C e 𝑇
𝑜𝑓 𝑓 = -8∘C. . . 203
Figura 7.15–Impacto da variação do 𝑈𝐴𝑒𝑣e do 𝑈𝐴𝑐𝑑no consumo de
energia do refrigerador operando nas rotações 1500 rpm e 2950 rpm e em temperaturas de 𝑇𝑜𝑛= -9∘C e 𝑇𝑜𝑓 𝑓 =
-12∘C. . . . 205
Figura 7.16–Efeito da variação do 𝑈𝐴𝑒𝑣 na destruição de exergia nos
componentes do sistema operando em uma temperatura
𝑇𝑜𝑓 𝑓 = -12 e rotação de 1500 rpm. . . 206
Figura 7.17–Efeito da variação do 𝑈𝐴𝑐𝑑na destruição de exergia nos
componentes do sistema operando em uma temperatura
𝑇𝑜𝑓 𝑓 = -12 e rotação de 1500 rpm. . . 206
Figura C.1–Áreas efetivas de escoamento (AEE) e de força (AEF)
para a válvula de sucção do compressor simulado. . . . 236
Figura C.2–Áreas efetivas de escoamento (AEE) e de força (AEF)
para a válvula de descarga do compressor simulado. . . 236
Figura C.3–Curva de eficiência do motor elétrico original do compressor.238
Figura C.5–Comparação entre o resultado experimental e o simulado para temperatura do motor durante o período de off do compressor na condição 32B. . . 242
Figura C.6–Comparação entre o resultado experimental e o simulado
para temperatura do cilindro durante o período de off do compressor na condição 32B. . . 242
Figura C.7–Balanço de energia no filtro de sucção. . . 247
Figura C.8–Balanço de energia na câmara de compressão. . . 248
Figura C.9–Balanço de energia na câmara de descarga. . . 249
Figura C.10–Balanço de energia no filtro de descarga. . . 249
Figura C.11–Balanço de energia no tubo de descarga.. . . 250
Figura C.12–Balanço de energia no motor. . . 251
Figura C.13–Balanço de energia na carcaça. . . 252
Figura C.14–Sensibilidade da temperatura da câmara de sucção em
relação ao Δ𝑡.. . . 254
Figura C.15–Sensibilidade da temperatura de parede de cilindro em
relação ao 𝛼r para um Δt = 8 s.. . . 254
Figura C.16–Comparação entre o dado experimental de temperatura
do óleo, do ambiente interno e da carcaça e o resultado da simulação para condição 32B. . . 256
Figura C.17–Comparação entre o dado experimental da temperatura
de câmara de descarga e da linha de descarga e o resul-tado da simulação para condição 32B. . . 256
Figura C.18–Comparação entre o dado experimental de temperatura
do óleo, do ambiente interno e da carcaça e o resultado da simulação para condição 16B. . . 257
Figura C.19–Comparação entre o dado experimental da temperatura
de câmara de descarga e da linha de descarga e o resul-tado da simulação para condição 16B. . . 257
LISTA DE TABELAS
Tabela 3.1 – Resumo das principais investigações com foco no sistema. . . 75 Tabela 3.2 – Resumo das principais investigações com foco no
compressor. . . 85 Tabela 4.1 – Matriz de testes experimentais. . . 95 Tabela 5.1 – Balanços de energia para o período em que o
com-pressor se encontra ligado. . . 136 Tabela 5.2 – Balanços de energia para o período em que o
com-pressor se encontra desligado. . . 139
Tabela 5.3 – Erro médio absoluto(︀1
𝑛
∑︀|𝑇𝑠𝑖𝑚− 𝑇𝑒𝑥𝑝|)︀(∘C) na
previsão da temperatura dos componentes do com-pressor. . . 150 Tabela 5.4 – Comparação entre o consumo de energia
experi-mental e o calculado pelo modelo do compressor em diferentes condições de operação. . . 158 Tabela 6.1 – Balanços de energia do modelo do sistema
du-rante o período de on. . . 167 Tabela 6.2 – Balanços de energia do modelo do sistema
du-rante o período de off. . . . 168
Tabela 6.3 – Temperaturas de 𝑇𝑜𝑛e de 𝑇𝑜𝑓 𝑓 nas condições 32B,
25A, 25C e 16B. . . 172 Tabela 6.4 – Comparação entre os resultados do modelo do
sis-tema e os dados experimentais (incerteza ±0,9
∘C) de temperatura. . . 177
Tabela 6.5 – Comparação entre os resultados do modelo do sis-tema e os dados experimentais relacionados ao consumo de energia . . . 178 Tabela 7.1 – Efeito da variação do fator multiplicativo de ~𝑤
sobre as temperaturas associadas ao ciclo de com-pressão, sobre o trabalho específico de compres-são e sobre a perda termodinâmica por unidade de massa na condição de checkpoint em calorímetro.194 Tabela 7.2 – Efeito da variação da velocidade de operação do
compressor na condição com 𝑇𝑜𝑛=-13∘C, 𝑇𝑜𝑓
12 C e 𝑇𝑎𝑚𝑏=32 C. . . 200 Tabela 7.4 – Efeito da variação da velocidade de operação do
compressor na condição com 𝑇𝑜𝑛=-5∘C, 𝑇𝑜𝑓 𝑓=-8
∘C e 𝑇𝑎𝑚𝑏=32∘C. . . 201
Tabela 7.5 – Fatores de sensibilidade (FS) obtidos através das análises paramétricas utilizando o modelo do sis-tema. . . 208 Tabela B.1–Incertezas de medição nas condições 16B e 32B. 234 Tabela C.1–Parâmetros para simulação das válvulas de
suc-ção e descarga. . . 235 Tabela C.2–Capacidades térmicas dos componentes do
com-pressor. . . 239 Tabela C.3–Volumes ocupados pelo refrigerante em diferentes
câmaras do compressor. . . 239 Tabela C.4–Principais temperaturas do compressor na
condi-ção de referência. . . 240 Tabela C.5–Coeficientes de condutância global para o modelo
do compressor. . . 241
Tabela C.6–Influência do 𝛼rno tempo de simulação para Δt =
4 s . . . 253
Tabela C.7–Influência do 𝛼rno tempo de simulação para Δt =
8 s . . . 253
Tabela C.8–Influência do 𝛼rno tempo de simulação para Δt =
16 s . . . 253 Tabela D.1–Capacidades térmicas dos componentes do
mo-delo do sistema. . . 259 Tabela D.2–Condutâncias térmicas para o modelo do sistema. 259 Tabela D.3–Dados utilizados para ajuste semi-empírico do
LISTA DE SÍMBOLOS E
ABREVIATURAS
Alfabeto latino
𝐴 Área m2
𝑐 Razão entre volume morto e volume deslocado
-𝑐𝑝 Calor específico a pressão constante J/kg.K
𝑐𝑣 Calor específico a volume constante J/kg.K
𝐷 Diâmetro m
𝑒 Energia total específica J/kg
˙𝐸 Consumo de energia kWh/mês
𝐹 Força N
𝑓𝑟 Frequência real do compressor Hz
ℎ Entalpia específica J/kg ~ Coeficiente convectivo W/m2K 𝐼 Destruição de exergia J 𝑘 Condutividade térmica W/mK 𝑚 Massa kg ˙𝑚 Vazão mássica kg/s 𝑁 𝑢 Número de Nusselt -𝑝 Pressão bar 𝑃 𝑟 Número de Prandtl
𝑠 Entropia específica J/kg.K
𝑆𝑔𝑒𝑛 Geração de entropia J/K
𝑇 Temperatura K
𝑡 Tempo s
𝑇𝑜𝑓 𝑓 Temperatura do freezer na qual o compressor é desligado K
𝑇𝑜𝑛 Temperatura do freezer na qual o compressor é ligado K
𝑢 Energia interna específica J/kg
𝑈 𝐴 Condutância térmica global W/K
∀ Volume m3
˙
𝑊 Taxa de realização de trabalho W
˙
𝑊𝑒𝑓 𝑓 Potência efetiva do compressor W
˙
𝑊𝑒𝑙𝑒 Potência elétrica do compressor W
˙
𝑊𝑓 𝑎𝑛 Potência do ventilador W
˙
𝑊𝑖𝑛𝑑 Potência indicada do compressor W
˙
𝑊𝑚𝑒𝑐 Potência mecânica do compressor W
𝑥 Deslocamento m
Alfabeto grego
𝛼𝑟 Fator de sub-relaxação do modelo do compressor
-𝛼𝑟𝑠 Fator de sub-relaxação do modelo do sistema
-Δ Variação
-𝜀 Efetividade do trocador de calor
-𝜂𝑒𝑙𝑒 Eficiência elétrica
-𝜂𝐼𝐼 Eficiência de segunda lei
-𝜂𝑚𝑒𝑐 Eficiência mecânica
-𝜂𝑡 Eficiência termodinâmica
-𝜂𝑣 Eficiência volumétrica
-𝛾 Razão de calores específicos
-𝜇 Viscosidade dinâmica Pa.s
𝜈 Viscosidade cinemática m2/s
𝜙 Fator de mistura do refrigerante
-𝜌 Massa específica kg/m3
𝜃 Ângulo de manivela rad
Índices subscritos
amb Ambiente externo
b Mancais
c Condensação
cc Câmara de compressão
cd Condensador
cl Refente ao volume morto
cp Compressor
dc Câmara de descarga
dis Processo de descarga
dl Linha de descarga dm Filtro de descarga dt Tubo de descarga e Evaporação ele Elétrica ev Evaporador
ie Ambiente interno
l Referente à vazão através da folga pistão-cilindro
mec Mecânica
mot Motor elétrico
off Período de off
oil Óleo lubrificante
on Período de on
on-off Ciclo on-off
ot Outros pc Folga pistão-cilindro rc Compartimento refrigerado ref Referência s Isentrópica sc Câmara de sucção
sh Refente ao superaquecimento na sucção
shell Carcaça
sl Linha de sucção
sm Filtro de sucção
suc Processo de sucção
sw Referente ao volume deslocado
t Termodinâmica
th Valor teórico
tot Total deslocado
Índices sobrescritos exp Experimental i Instantâneo num Numérico s Entropia Abreviaturas
COP Coeficiente de performance W/W
NTU Número de unidades térmicas
-RTR Runtime ratio
-SUMÁRIO
Página 1 INTRODUÇÃO . . . 39 1.1 Considerações iniciais . . . 39 1.2 Objetivos . . . 42 1.3 Estrutura da tese . . . 43 2 FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA . . . 452.1 Operação típica de refrigeradores domésticos . . . 45 2.2 Caracterização do desempenho de compressores
alter-nativos . . . 52
3 REVISÃO DA LITERATURA . . . 65
3.1 Investigações com foco no sistema . . . 65 3.2 Investigações com foco no compressor . . . 76 3.3 Contribuições . . . 86
4 ANÁLISE EXPERIMENTAL . . . 89
4.1 Aparato experimental e instrumentação . . . 89 4.1.1 Câmara climatizada . . . 89 4.1.2 Refrigerador . . . 90 4.1.3 Compressor . . . 93 4.2 Condições de teste . . . 95 4.3 Medições para o ciclo on-off . . . 97 4.4 Desempenho do compressor . . . 104 4.4.1 Em condições transientes . . . 106 4.4.2 Média dos períodos de on . . . 113
5 MODELO DE SIMULAÇÃO TRANSIENTE DO
COMPRESSOR . . . 119
5.1 Introdução . . . 119 5.2 Modelo do ciclo de compressão . . . 119 5.2.1 Volume da câmara de compressão . . . 121 5.2.2 Propriedades do refrigerante na câmara de
5.2.5 Filtros acústicos de sucção e descarga . . . 127 5.3 Modelo térmico . . . 129 5.4 Procedimento de solução . . . 140 5.5 Validação do modelo . . . 146 5.5.1 Temperaturas dos componentes do compressor . . 146 5.5.2 Vazão mássica e potência consumida . . . 151 5.5.3 Consumo de energia . . . 158 5.6 Aplicação do modelo . . . 158 5.7 Síntese . . . 160
6 MODELO DE SIMULAÇÃO DO SISTEMA DE
REFRIGERAÇÃO . . . 163
6.1 Modelo matemático . . . 163 6.2 Procedimento de solução . . . 168 6.3 Validação . . . 171 6.4 Síntese . . . 176
7 APLICAÇÃO DO MODELO DE SIMULAÇÃO
DO SISTEMA . . . 179
7.1 Cálculo de irreversibilidades nos componentes do sistema179 7.2 Relação entre os desempenhos do compressor e do
re-frigerador . . . 186 7.2.1 Efeito do volume morto . . . 187 7.2.2 Efeito da transferência de calor no compressor . . 192 7.2.3 Efeito da eficiência do motor elétrico . . . 197 7.2.4 Efeito da variação da velocidade do compressor . . 199 7.2.5 Efeito das condutâncias globais do evaporador e do
condensador . . . 204 7.3 Síntese . . . 207 8 CONCLUSÕES . . . 209 8.1 Considerações iniciais . . . 209 8.2 Principais conclusões . . . 210 8.2.1 Análise experimental . . . 210 8.2.2 Modelo de simulação transiente do compressor . . 211 8.2.3 Modelo de simulação do sistema de refrigeração . . 212 8.2.4 Aplicação do modelo de simulação do sistema . . . 212 8.3 Sugestões para trabalhos futuros . . . 213
REFERÊNCIAS . . . 217
APÊNDICES 227
APÊNDICE A – CARACTERÍSTICAS DO REFRI-GERADOR . . . 229 APÊNDICE B – INCERTEZAS DE MEDIÇÃO . . . 233 APÊNDICE C – MODELO DO COMPRESSOR . . 235
C.1 Dados de entrada . . . 235 C.1.1 Câmara de compressão e mecanismo . . . 235 C.1.2 Válvulas . . . 235 C.1.3 Cálculo das perdas mecânicas . . . 237 C.1.4 Curva do motor original . . . 237 C.1.5 Curva do motor de velocidade variável . . . 238 C.1.6 Capacidades térmicas e volumes das câmaras . . . 239 C.1.7 Coeficientes de condutância global . . . 239 C.2 Balanço de energia na câmara de compressão . . . 243 C.3 Balanços de massa e de energia do modelo térmico . . 245 C.4 Verificação do modelo do compressor . . . 253 C.5 Validação do modelo do compressor . . . 255
APÊNDICE D – DADOS DE ENTRADA DO MO-DELO DO SISTEMA . . . 259
39
Capítulo 1
INTRODUÇÃO
1.1 CONSIDERAÇÕES INICIAISRefrigeradores são eletrodomésticos essenciais no cotidiano dos seres humanos. De fato, existem atualmente cerca de 1,4 bilhão de refrigeradores domésticos em operação em nível mundial (Barthel & Götz, 2012), os quais são responsáveis por cerca de 15% da eletri-cidade consumida no setor residencial. Com o desenvolvimento de países africanos e asiáticos, o número de refrigeradores em operação tende a aumentar.
Apesar de serem equipamentos já extensivamente estudados, o funcionamento de refrigeradores está muitas vezes longe do ideal, sendo caracterizado por consumo excessivo de energia, e até por temperaturas acima do recomendado para a conservação de alimen-tos (James et al., 2008). Assim, entender o funcionamento dos re-frigeradores e propor modificações para aumentar a sua eficiência é de suma importância, não só do ponto de vista econômico, mas também ambiental (Belman-Flores et al., 2015).
A grande maioria dos refrigeradores disponíveis no mercado opera com base no ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor, empregando compressores alternativos herméticos (Bansal et al., 2011). Como em qualquer ciclo termodinâmico, o desempenho global do sistema e, consequentemente, o consumo de energia, de-pende não apenas da eficiência de cada um de seus componentes, mas também da forma como esses componentes interagem (Dincer & Cengel, 2001). Assim, qualquer alteração na geometria dos com-ponentes, na carga de refrigerante, na temperatura requerida nos compartimentos e na temperatura ambiente pode afetar a eficiência do sistema.
A carga térmica à qual os refrigeradores domésticos precisam responder depende de sua condição de operação. Na primeira vez em que é ligado, por exemplo, o refrigerador deve ser capaz de res-friar os compartimentos à temperatura desejada no menor tempo possível. Quando em operação habitual, o refrigerador deve conse-guir responder a aumentos súbitos de carga térmica, que ocorrem,
por exemplo, quando o usuário coloca uma grande quantidade de alimentos ou bebidas para serem resfriados, ou em caso de abertura de portas. Assim, de forma a manter os compartimentos refrige-rados nas temperaturas desejadas, é necessário que o refrigerador possua algum tipo de estratégia de controle para a capacidade de refrigeração.
O controle da capacidade de refrigeração de um refrigerador doméstico pode ser feito de diversas formas. A mais comum, e ainda de menor custo, é a operação cíclica on-off do compressor (Janssen et al., 1992), também conhecida como operação em transiente perió-dico, e ilustrada na Figura 1.1. Neste tipo de controle de capacidade, um termostato liga e desliga o compressor regularmente. Quando o compressor está ligado, a temperatura dos compartimentos
refrige-rados decresce até que uma temperatura de desligamento (𝑇𝑜𝑓 𝑓) seja
atingida, quando o termostato desliga o compressor. Como a carga térmica continua existindo durante o período em que o compressor está desligado, devido à transferência de calor através das paredes e das gaxetas e, até, em função de eventuais aberturas de porta, a temperatura dos compartimentos refrigerados aumenta. Quando os compartimentos refrigerados atingem uma determinada tempera-tura (𝑇𝑜𝑛), o compressor é ligado novamente e a temperatempera-tura destes compartimentos volta a decair. A amplitude térmica do
comparti-mento refrigerado (𝑇𝑜𝑓 𝑓− 𝑇𝑜𝑛) é usualmente chamada de faixa de
atuação do termostato. 0 7 1 4 2 1 2 8 3 5 4 2 0 1 2 3 4 5 6 o n T o n T o f f p e p c T f z P re ss ão ( ba r) T e m p o ( m i n ) o f f - 1 6 - 1 5 - 1 4 - 1 3 - 1 2 - 1 1 T em pe ra tu ra ( o C )
Figura 1.1 – Pressões no evaporador (𝑝𝑒) e no condensador (𝑝𝑐) e temperatura
do freezer (𝑇𝑓 𝑧) durante dois ciclos on-off de um refrigerador
1.1. Considerações iniciais 41
A partir da década de 1990, outras formas mais sofisticadas (e, consequentemente, de maior custo) de se realizar o controle de capacidade de refrigeração, como o emprego de compressores de ve-locidade variável e de válvulas de expansão eletrônicas, passaram a ganhar espaço em aplicações de refrigeração. Desde então, tal como previsto por Radermacher & Kim (1996), o consumo de energia de refrigeradores domésticos foi significativamente reduzido através da diminuição das perdas devido à operação cíclica, melhoria do isola-mento do gabinete, evolução dos métodos de degelo, otimização da carga de refrigerante, aprimoramento dos compressores e avaliação de diferentes arquiteturas para o ciclo de refrigeração. Especifica-mente em relação aos compressores, apesar de nas últimas décadas os compressores de velocidade variável terem ganho muito espaço (Belman-Flores et al., 2015), a maior parte dos refrigeradores do-mésticos ainda opera com compressores de velocidade fixa e, desta forma, em condições on-off.
O regime cíclico de funcionamento de refrigeradores domésti-cos induz condições transientes de operação, especialmente após a partida (start-up) do compressor. Durante os minutos que sucedem o start-up do compressor, a redistribuição de refrigerante pelos com-ponentes do sistema e a transferência de calor fazem com que as pressões no evaporador e no condensador variem significativamente. Mesmo após a estabilização da razão de pressão, a variação da tem-peratura dos componentes do compressor faz com que a potência consumida e a capacidade de refrigeração não sejam constantes.
As condições transientes que se originam da operação cíclica são muito dependentes de aspectos como a geometria dos compo-nentes do sistema, a carga de refrigerante, a condição de operação (temperatura nos compartimentos refrigerados e temperatura am-biente), bem como da interação com o usuário. Assim, em virtude destas dificuldades, os fabricantes de compressores geralmente pro-jetam seus produtos considerando condições estabilizadas seguindo procedimentos definidos em normas (ASHRAE, 2005), com apro-vação e certificação através de ensaios em calorímetros. Além da vantagem associada à simplicidade e ao custo reduzido de testes em calorímetro, essa metodologia de projeto facilita a comercializa-ção de compressores e a comparacomercializa-ção entre diferentes modelos. Por outro lado, calorímetros não são capazes de replicar as condições transientes observadas em sistemas reais.
Do ponto de vista de pesquisa e desenvolvimento, a grande maioria dos trabalhos que visam avaliar o desempenho do compres-sor considera condições de regime permanente em calorímetro. Por outro lado, a pesquisa e desenvolvimento associados aos demais componentes do refrigerador segue um padrão diferente. A não-linearidade que caracteriza o funcionamento do refrigerador (Björk & Palm, 2006a) faz com que seja difícil avaliar mudanças de pro-jeto sem realizar extensivos ensaios experimentais, que demandam muito tempo e custo.
1.2 OBJETIVOS
A partir do que foi exposto na seção anterior, observa-se uma discordância entre as condições de operação adotadas no projeto do compressor e as condições de sua operação efetiva em refrigeradores domésticos. Apesar da grande quantidade de trabalhos na litera-tura dedicados à análise do comportamento transiente do sistema, o foco é geralmente nos trocadores de calor e/ou no dispositivo de expansão, e não no compressor.
Considerando esse cenário, o objetivo geral desta tese é estu-dar o desempenho de compressores alternativos em transientes perió-dicos típicos de refrigeradores domésticos. Para alcançá-lo, traçaram-se os traçaram-seguintes objetivos específicos:
i Realizar medições em um compressor alternativo
ins-trumentado operando em um refrigerador doméstico.
Medições de temperaturas de componentes internos e da pres-são na câmara de comprespres-são permitirão analisar o desem-penho termodinâmico do compressor em condições reais de operação.
ii Desenvolver um modelo para simulação do
compres-sor em condições de transiente periódico. Esse modelo
possibilitará a previsão do desempenho do compressor em con-dições transientes de pressões no evaporador e no condensador, e de temperatura na linha de sucção do compressor.
iii Integrar o modelo de simulação detalhada do
compres-sor em um modelo do sistema de refrigeração. O modelo
do compressor descrito em (ii) será incorporado a um modelo de simulação simplificado para o refrigerador usado nas me-dições descritas em (i), de forma a eliminar a necessidade da
1.3. Estrutura da tese 43
prescrição de condições de operação transientes obtidas de me-dições.
iv Analisar o efeito de modificações no compressor
so-bre seu desempenho em condições de calorímetro e sobre o desempenho do sistema. A partir do modelo de
simulação desenvolvido, objetiva-se então analisar o efeito de modificações no projeto do compressor sobre seu desempenho em condições de calorímetro e sobre o desempenho do refrige-rador.
1.3 ESTRUTURA DA TESE
No Capítulo 2 são descritos os principais componentes de um refrigerador doméstico e seus princípios de operação. Maior atenção é dada ao compressor, que é o foco desta tese. O Capítulo 3 apre-senta uma revisão da literatura, identificando as contribuições deste trabalho. O Capítulo 4 descreve os ensaios experimentais que foram conduzidos para analisar o desempenho do compressor operando em um refrigerador doméstico em condições on-off. O Capítulo 5 apresenta o modelo de simulação que foi desenvolvido para prever a performance do compressor em condições transientes. Esse modelo de compressor é posteriormente integrado a um modelo simplificado para os demais componentes do sistema, o qual é descrito no Capí-tulo 6. Após a validação do modelo, o CapíCapí-tulo 7 apresenta análises do efeito de modificações no projeto do compressor sobre seu de-sempenho em condições de calorímetro e sobre o dede-sempenho do refrigerador. Por fim, o Capítulo 8 sumariza as principais conclu-sões do estudo e sugere possíveis direções para futuras investigações nesse tema.
45
Capítulo 2
FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
Este capítulo tem como objetivo apresentar e descrever o fun-cionamento dos principais componentes de um refrigerador domés-tico, com destaque ao compressor que é o foco do presente estudo. Além disso, introduzem-se grandezas que serão tratadas ao longo dos demais capítulos.
2.1 OPERAÇÃO TÍPICA DE REFRIGERADORES DOMÉSTI-COS
Um refrigerador é um eletrodoméstico cuja função principal consiste em conservar alimentos frescos ou congelados, mantendo-os em um ambiente a uma temperatura controlada (Hermes, 2006). De forma geral, o projeto de refrigeradores domésticos é realizado com o intuito de atingir o mínimo consumo de energia com o menor custo de produção possível, desde que a capacidade de refrigeração do sistema seja capaz de suprir a carga térmica existente (Inan et al., 2003).
Um refrigerador doméstico convencional, ilustrado na Figura 2.1, possui, basicamente, dois subsistemas principais. O primeiro deles é um ambiente termicamente isolado, também chamado de gabinete refrigerado, dentro do qual se pretende manter a tempe-ratura abaixo da tempetempe-ratura do ambiente externo. As paredes do gabinete são compostas de um material isolante, cuja função é evi-tar a transferência de calor do ambiente externo, além de auxiliar na sustentação estrutural do refrigerador.
O segundo subsistema, também presente na Figura 2.1, é um ciclo de refrigeração, o qual tem como objetivo retirar calor do ambi-ente interno em que a temperatura é controlada. A grande maioria dos refrigeradores domésticos opera com base no sistema de refrige-ração por compressão mecânica de vapor, que possui 4 componentes básicos: um evaporador, um compressor, um condensador e um dis-positivo de expansão (tubo capilar). No interior do sistema, circula um fluido volátil (refrigerante), que é peça chave na movimenta-ção da energia térmica do ambiente interno do refrigerador para o
ambiente externo. Nos refrigeradores domésticos, além dos 4 compo-nentes básicos, é muito comum o emprego de um trocador de calor entre o tubo capilar e a linha de sucção do compressor (trocador de calor TC-LS). 2 Congelador Refrigerador Gabinete refrigerado Tubo capilar Trocador de calor TC-LS Compressor Linha de descarga Condensador Filtro secador 3 Sistema de refrigeração 1 Linha de sucção 4 5
Figura 2.1 – Esquema de um refrigerador doméstico típico. Adaptado de (Hermes, 2006).
A Figura 2.2 apresenta um diagrama esquemático do ciclo de refrigeração normalmente empregado em refrigeradores domésti-cos, em que a interação do evaporador com o ambiente refrigerado também é ilustrada. Os processos termodinâmicos aos quais o refri-gerante é submetido são apresentados no diagrama p-h da Figura 2.3. De forma geral, o sistema cumpre sua função através da divisão do ciclo em duas regiões: (i) uma de baixa pressão, na qual o evapo-rador remove calor ( ˙𝑄𝑒) do interior do gabinete; e (ii) uma região de alta pressão, na qual o condensador libera calor ( ˙𝑄𝑐) para um
ambiente externo. O compressor consome energia elétrica ( ˙𝑊𝑒𝑙𝑒), a
fim de elevar a pressão do refrigerante e promover sua circulação pelo sistema. Os componentes e o funcionamento típico do sistema associado a refrigeradores domésticos serão brevemente descritos em seguida, sendo que o compressor será detalhado na Seção 2.2.
2.1. Operação típica de refrigeradores domésticos 47 Ambiente quente (externo) 5 2 3 4 W.ele Q c . Evaporador Condensador
Ambiente frio (interno) Q.e
Qcp
.
Isolamento térmico
Tubo capilar Linha de sucção
1
Figura 2.2 – Ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor típico de refrigeradores domésticos.
File:C:\Users\Marco\Desktop\pHIsobutano.EES64 07/02/2018 09:14:16 Page 1 EES Ver. 10.284: #4274: For use only by students and faculty, Dept. of Mech. Engr., Federal Univ. of Santa Catarina
0 100 200 300 400 500 600 700 10-2 10-1 100 101 5x101 Entalpia[kJ/kg] P re s s ã o [ b a r] R600a 1 2 3 4 5 100 200 300 400 500 600 700 10-1 100 101 5x101 Entalpia [kJ/kg] P re s s ã o [ b a r] R600a 1 2 3 4 5
Figura 2.3 – Diagrama p-h ilustrativo de um ciclo de refrigeração por com-pressão mecânica de vapor de refrigeradores domésticos.
O condensador é um trocador de calor que tem como fun-ção re-condensar o refrigerante, através da troca de calor com um ambiente externo para, posteriormente, fornecê-lo ao dispositivo de expansão. Em refrigeradores de baixo custo, o condensador é, ge-ralmente, do tipo arame-sobre-tubo, em que a troca de calor com o ambiente externo ocorre por convecção natural. Em outros refri-geradores mais sofisticados, o condensador pode possuir ventilação forçada e até ser incorporado nas paredes do gabinete, por questões estéticas.
O dispositivo de expansão é um componente que tem como função reduzir a pressão do refrigerante antes de fornecê-lo ao eva-porador. Assim, junto com o compressor, estabelece os dois níveis de pressão do ciclo de refrigeração e a vazão mássica do sistema. Em refrigeradores domésticos, o dispositivo de expansão é um longo tubo metálico de pequeno diâmetro, denominado tubo capilar. Na entrada do tubo capilar, em condições de regime permanente, o refrigerante encontra-se no estado de líquido sub-resfriado, líquido saturado, ou de mistura bifásica de baixo título. Na saída, o disposi-tivo de expansão fornece uma mistura bifásica a baixa pressão, que realimenta o evaporador e garante a continuidade do ciclo. Normal-mente, o tubo capilar é inserido ou brasado na linha de sucção do compressor, de forma que a direção do escoamento de refrigerante no interior desses componentes esteja em contra-corrente. Esse tro-cador de calor, denominado trotro-cador de calor tubo capilar-linha de sucção (TC-LS), geralmente reduz o título do refrigerante na entrada do evaporador, como pode ser visto na Figura 2.3, aumen-tando a capacidade de refrigeração do sistema. Além disso, aumenta a temperatura na entrada do compressor, diminuindo o risco de dano que poderia ser originado pela admissão de refrigerante líquido.
O evaporador é um trocador de calor que é instalado no in-terior do gabinete refrigerado. Ele tem a função de retirar calor do ambiente refrigerado, através da evaporação do refrigerante que escoa no seu interior. A pressão no evaporador, fundamental para definir a capacidade de refrigeração do sistema, é determinada, prin-cipalmente, pela carga de fluido refrigerante e pela ação conjunta do compressor e do dispositivo de expansão. Se por um lado o compres-sor retira massa do evaporador, por outro o dispositivo de expansão realimenta-o, permitindo a manutenção do nível de pressão desejado. Em refrigeradores com degelo automático (frost-free), o evaporador é normalmente um trocador de calor tubo aletado. Um ventilador é frequentemente empregado para reduzir a resistência térmica entre o ar no interior do gabinete e o evaporador. Além disso, é comum o emprego de uma resistência elétrica para efetuar o derretimento das camadas de geada que se formam na superfície do evaporador em virtude da umidade existente no interior do gabinete.
Conforme discutido no Capítulo 1, o funcionamento de refrige-radores domésticos envolve condições transientes. Esses transientes são comumente classificados em dois tipos: (i) transiente de par-tida (pulldown), que ocorre após um desligamento prolongado ou na primeira vez que o refrigerador é ligado e (ii) transiente
perió-2.1. Operação típica de refrigeradores domésticos 49
dico (on-off ), que é caracterizado por períodos alternados em que o compressor se encontra ligado (on) ou desligado (off ).
A Figura 2.4 mostra medições de pressões no evaporador e no condensador durante um ensaio de pulldown realizado por Hermes (2006) em um sistema com fluido refrigerante R134a. A variação des-sas pressões ao longo do tempo é analisada em detalhes pelo autor, que discute as escalas de tempo dos diferentes fenômenos, a influên-cia da solubilidade do refrigerante no óleo lubrificante na determina-ção da pressão de equalizadetermina-ção do sistema e no comportamento das pressões após a partida, a influência da mudança na condição de entrada do tubo capilar na determinação da pressão de evaporação, a inflexão na curva de pressão de condensação, entre outros aspec-tos. Do ponto de vista do projeto de refrigeradores, o transiente de partida (pulldown) merece destaque, já que é importante que o refrigerador atinja a temperatura desejada nos compartimentos no menor tempo possível. Esta necessidade faz com que o compressor seja, de certa forma, “superdimensionado” para a maior parte das condições de operação do refrigerador, já que um compressor com capacidade muito reduzida tomaria tempo excessivo para realizar o transiente de partida, não atendendo às especificações de projeto do refrigerador. Tempo [h] 16 12 8 4 0 0 2 4 6 8 10 12 P re ss ã o [ba r] condensador evaporador
pressão de equalização: 3.2 bar
Figura 2.4 – Variação da pressão nos trocadores de calor num teste de tran-siente de partida de um sistema com R134a. Reproduzido de Hermes (2006).
Esse “superdimensionamento” do compressor está diretamente associado ao transiente periódico, já que se o compressor operasse continuamente seria atingida uma temperatura mais baixa do que a desejada nos compartimentos refrigerados. Apesar de garantir a ma-nutenção da temperatura desejada nos compartimentos mesmo com aumento significativo da carga térmica e, assim, necessária do ponto de vista prático, a operação em transiente periódico é, pelo menos em teoria, prejudicial para o desempenho termodinâmico (Janssen et al., 1992; Rubas & Bullard, 1995).
Björk & Palm (2006b) apresentaram medições da distribuição de massa de refrigerante (R600a) nos componentes do sistema de um refrigerador doméstico, durante um transiente periódico, con-forme indica a Figura 2.5. Observa-se nessa figura que, quando o compressor está desligado, a maior parte da massa de refrigerante está acumulada no evaporador e no compressor. Nos momentos que sucedem a partida, a vazão mássica descarregada pelo compressor é alta, visto que a pressão de evaporação também é alta e a razão de pressão é baixa. Por outro lado, a vazão através do tubo capi-lar é baixa, em virtude do estado termodinâmico do refrigerante na entrada desse componente, o que faz com que grande parte da massa que estava acumulada no evaporador migre para o conden-sador. Esse processo de redistribuição de massa é o causador dos transientes de pressão que são comumente observados nos trocado-res de calor após a partida do comptrocado-ressor.
Um parâmetro importante na caracterização do funcionamento do sistema de refrigeração, quando em operação cíclica, é a fração de funcionamento do compressor (RTR, de runtime ratio), que rela-ciona o tempo de compressor ligado com o tempo de um ciclo on-off :
𝑅𝑇 𝑅=𝑡𝑜𝑛/(𝑡𝑜𝑛+ 𝑡𝑜𝑓 𝑓). Em geral, quanto mais próxima a carga
tér-mica da capacidade de refrigeração, maior o RTR. Em alguns casos, como quando a capacidade de refrigeração é muito maior do que a carga térmica, o refrigerador opera com um RTR muito baixo e com tempos de on reduzidos. Nesses casos, as pressões nos troca-dores podem não atingir em nenhum momento condições de regime permanente, fazendo com que o compressor opere continuamente sob uma razão de pressão transiente.
2.1. Operação típica de refrigeradores domésticos 51 0 5 10 15 20 25 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 time (s) cha rg e ( g ) evaporator condenser compressor oil compressor vapour filter drier ON OFF
Figura 2.5 – Variação da massa nos componentes de um sistema de refrige-ração de um refrigerador doméstico. Reproduzido de Björk & Palm (2006b).
A eficiência de sistemas de refrigeração pode ser avaliada uti-lizando o coeficiente de performance (COP), dado por (Hermes, 2006):
𝐶𝑂𝑃 = ˙˙𝑄𝑒− ˙𝑊𝑓 𝑎𝑛 𝑊𝑒𝑙𝑒+ ˙𝑊𝑓 𝑎𝑛
, (2.1)
em que ˙𝑄𝑒é a capacidade de refrigeração, ˙𝑊𝑓 𝑎𝑛é a potência
consu-mida pelos ventiladores do evaporador e do condensador, se houver,
e ˙𝑊𝑒𝑙𝑒 é a potência elétrica do compressor. Apesar de ser muito
empregado para análises teóricas, o COP é difícil de ser utilizado na prática devido à dificuldade de medição precisa da capacidade de refrigeração. Desta forma, normalmente o desempenho dos refri-geradores é analisado com base no seu consumo de energia, dado por (Hermes et al., 2009):
˙𝐸 = 0, 72 𝑡𝑜𝑛+ 𝑡𝑜𝑓 𝑓 ∫︁ 𝑡𝑜𝑛+𝑡𝑜𝑓 𝑓 0 (︀ ˙ 𝑊𝑒𝑙𝑒+ ˙𝑊𝑓 𝑎𝑛)︀𝑑𝑡, (2.2)
onde 𝑡𝑜𝑛+𝑡𝑜𝑓 𝑓é o tempo de um ciclo on-off em segundos e 0,72 é um fator de conversão para obter o consumo de energia ˙𝐸 em kWh/mês. Como o compressor é responsável por cerca de 90% do consumo de energia dos refrigeradores domésticos, é importante avaliar o seu desempenho em detalhes.
2.2 CARACTERIZAÇÃO DO DESEMPENHO DE COMPRES-SORES ALTERNATIVOS
Refrigeradores domésticos são equipados com compressores herméticos alternativos, nos quais todos os componentes são enclau-surados no interior de uma carcaça selada. A Figura 2.6 ilustra os principais componentes de um compressor alternativo típico de re-frigeração doméstica.
Após entrar no compressor, o caminho do refrigerante pode diferir em função do tipo de sucção empregada. Nos compressores de sucção direta, o refrigerante que entra no compressor flui na sua totalidade para o filtro (muffler) de sucção. Quando a sucção é indireta, o refrigerante é descarregado no ambiente interno do com-pressor e posteriormente admitido pelo filtro de sucção. Na sucção semi-direta, a linha de sucção do compressor é alinhada com o bo-cal de entrada do filtro de sucção, mas os componentes não são unidos. Desta forma, ao entrar no compressor, parte do refrigerante flui diretamente para o filtro, ao passo que o restante escoa para o ambiente interno do compressor. Apesar de prejudicial do ponto de vista termodinâmico, a circulação do fluido refrigerante pelo ambi-ente interno é importante para resfriar componambi-entes quambi-entes, como o motor elétrico, que devem ser mantidos a temperaturas modera-das, a fim de evitar problemas de confiabilidade.
O filtro de sucção representa o início do sistema de sucção do compressor, que também inclui a câmara e a válvula de sucção. O filtro de sucção, geralmente fabricado em plástico, tem o objetivo de atenuar as pulsações de pressão induzidas pela dinâmica das válvulas e pela movimentação do pistão, reduzindo assim o ruído acústico. Além disso, o filtro de sucção atua muitas vezes no sentido de evitar que eventuais gotículas de fluido refrigerante e, até, de óleo lubrificante, entrem subitamente na câmara de compressão, o que pode causar a falha do compressor causada por golpe de líquido. Durante o trajeto pelo sistema de sucção o refrigerante tem sua temperatura aumentada, em virtude da troca de calor com as partes quentes do filtro.
2.2. Caracterização do desempenho de compressores alternativos 53 Carcaça Bobina Estator Óleo lubrificante Linha de sucção Filtro de sucção Tubo de descarga Óleo lubrificante Carcaça Filtro de descarga Mecanismo biela manivela
Tubo de descarga Pistão Cilindro
Tampa da descarga
Figura 2.6 – Componentes de um compressor hermético alternativo típico de refrigeração doméstica: (a) Vista frontal; (b) Vista lateral; (c) Motor e kit mecânico.
A câmara de sucção é um pequeno volume a partir do qual o refrigerante é succionado para dentro da câmara de compressão, quando a válvula de sucção se encontra aberta. Um componente análogo, denominado câmara de descarga, recebe o refrigerante ime-diatamente após o seu escoamento pela válvula de descarga. O ciclo de compressão em si será discutido mais adiante.
Depois de passar pela câmara de descarga, o refrigerante es-coa pelo filtro (muffler) de descarga e pelo tubo de descarga, muitas vezes chamado de tubo bundy. Ambos os componentes possuem a função de atenuar as pulsações de pressão que originam vibração e ruído acústico. Durante o trajeto pelo sistema de descarga, o refri-gerante tem sua temperatura reduzida, em função da transferência de calor para o ambiente interno do compressor.
Além de alojar o motor elétrico e o conjunto (kit) mecânico, formado pelos sistemas de sucção e descarga, câmara de são e mecanismo de acionamento, o ambiente interno do compres-sor também serve de reservatório (cárter) para o óleo lubrificante. O óleo é distribuído sobre os componentes do compressor, lubrifi-cando as partes móveis. O bombeamento é realizado através de uma bomba de óleo, localizada no eixo do compressor, que demanda um consumo de energia insignificante. Além de seu papel fundamental na lubrificação, o óleo é também extremamente importante do ponto de vista térmico, visto que transfere calor de componentes quentes (cilindro, por exemplo) para componentes com temperatura mais baixa e para o meio externo através da parede da carcaça. Uma extensa discussão acerca da importância do óleo em compressores alternativos pode ser encontrada em Prata & Barbosa (2009).
A Figura 2.7 apresenta um esquema do mecanismo de com-pressão de um compressor alternativo do tipo biela-manivela. Como pode ser visto, a câmara de compressão é composta por um cilindro, um pistão e uma placa de válvulas. O motor elétrico propicia a ro-tação de um eixo que, por ação de um mecanismo biela-manivela, é transformada em movimento alternado do pistão, no interior do ci-lindro. Esse movimento alternado, em conjunto com o deslocamento das válvulas, permite a admissão (sucção), compressão e descarga do refrigerante. As duas posições extremas do pistão no interior do cilindro são comumente designadas ponto morto superior (PMS), que é a posição do pistão no momento em que o volume da câ-mara de compressão é mínimo, e ponto morto inferior (PMI), que é a posição do pistão no momento em que o volume da câmara de compressão é máximo. De grande importância é o volume mínimo
2.2. Caracterização do desempenho de compressores alternativos 55
da câmara, chamado de volume morto (∀𝑐), que deve existir para evitar que o pistão atinja a placa de válvulas ao chegar ao PMS. O volume morto pode ser também ajustado a fim de evitar que even-tuais variabilidades do processo de fabricação tragam problemas de confiabilidade.
As válvulas de compressores alternativos de refrigeração do-méstica são do tipo palheta, fabricadas em metal, abrindo e fe-chando automaticamente em função das forças que atuam sobre elas. A principal força que atua nas válvulas resulta da diferença de pressão entre suas duas faces. Outras forças decorrem da rigidez da palheta, do amortecimento devido ao refrigerante e da presença de óleo entre a válvula e o assento.
Câmara de sucção Válvula de sucção Parede do cilindro Pistão Eixo Biela Câmara de compressão Válvula de descarga Câmara de descarga
Figura 2.7 – Mecanismo de compressão de um compressor alternativo.
O ciclo de compressão é composto por 4 processos e pode ser explicado com auxílio da Figura 2.8, que ilustra um diagrama indicado (p-∀) referente a um ciclo de compressão teórico (ideal) com volume morto. O ciclo de compressão ideal é representando por processos de compressão e expansão isentrópicos e processos de sucção e descarga isobáricos.
No ponto 1, o pistão encontra-se no PMS. À medida que o pistão se move para baixo, o refrigerante residual no volume morto é expandido. No momento em que a pressão no interior da câmara
de compressão atinge a pressão da câmara de sucção (ponto 2), a válvula de sucção se abre, permitindo a admissão de refrigerante a baixa pressão. O refrigerante continua fluindo durante o processo de sucção, à medida que o pistão vai se movendo para o PMI, en-chendo a câmara de compressão com refrigerante a baixa pressão, 𝑝𝑒. O trajeto 2-3, na Figura 2.8, representa o processo de sucção. Quando atinge o PMI, o pistão inverte seu movimento e a válvula de sucção se fecha. O refrigerante aprisionado na câmara de com-pressão tem sua com-pressão aumentada, em virtude da diminuição do volume da câmara causada pelo movimento ascendente do pistão, caracterizando o processo de compressão (3-4). Eventualmente, a pressão na câmara de compressão atinge a pressão da câmara de descarga, 𝑝𝑐, e a válvula de descarga se abre. Após esse momento, o pistão continua se movendo em direção ao PMS, caracterizando o processo de descarga de gás (4-1). Ao final do processo de descarga, uma pequena massa de refrigerante que não pôde ser descarregada se acumula no volume morto, ∀𝑐, e será expandida no próximo ciclo de compressão. pe p c c=0 c sw sw 1 1 4 2 3 2 3
Figura 2.8 – Diagrama indicado (p-∀) teórico de um compressor alternativo convencional com volume morto.
2.2. Caracterização do desempenho de compressores alternativos 57
A potência teórica de compressão, ˙𝑊𝑡ℎ, pode ser calculada
através da seguinte expressão (Gosney, 1982): ˙
𝑊𝑡ℎ= ˙𝑚 (ℎ𝑠=𝑠𝑑𝑖𝑠𝑠𝑙− ℎ𝑠𝑙) , (2.3)
em que ˙𝑚 é a vazão mássica bombeada pelo compressor, ℎ𝑠𝑙 é a
entalpia específica do refrigerante na linha de sucção, calculada a partir da pressão de sucção e da temperatura do refrigerante na linha
de sucção, e ℎ𝑠=𝑠𝑠𝑙
𝑑𝑖𝑠 é a entalpia específica do refrigerante na linha
de descarga, obtida a partir da pressão de descarga e da entropia da linha de sucção.
O desempenho de uma máquina é definido com base em sua habilidade de realizar a tarefa para a qual foi projetada. No caso de compressores, de acordo com Pandeya & Soedel (1978), a tarefa con-siste em garantir a vazão mássica de refrigerante, da condição termo-dinâmica da linha de sucção para a condição requerida na linha de descarga, com o mínimo gasto de energia. Aspectos como dinâmica das válvulas, vazamentos, transferência de calor, mancalização e efi-ciência do motor elétrico afetam o desempenho de compressores al-ternativos herméticos. As ineficiências associadas ao funcionamento de compressores alternativos podem ser quantificadas através da comparação do desempenho de um compressor real com o desem-penho de um compressor ideal. Duas categorias são normalmente consideradas: as ineficiências que reduzem a vazão mássica forne-cida pelo compressor e as ineficiências que aumentam a potência consumida. Ambas são discutidas nos próximos parágrafos.
As ineficiências que fazem com que o compressor consuma uma potência maior que a do compressor ideal podem ser dividas em perdas termodinâmicas, perdas mecânicas e perdas elétricas. As perdas termodinâmicas dizem respeito ao ciclo de compressão. A Figura 2.9 ilustra o diagrama indicado de um ciclo de compressão real, que geralmente ocupa uma área maior do que a ocupada pelo diagrama indicado de um ciclo de compressão teórico, já apresen-tado na Figura 2.8. A potência termodinâmica real do compressor (potência indicada) é dada por:
˙
𝑊𝑖𝑛𝑑= −𝑓𝑟
∮︁
𝑝𝑔𝑑∀. (2.4)
em que ˙𝑊𝑖𝑛𝑑 é a potência indicada, 𝑓𝑟 é a frequência real de
ope-ração do compressor e 𝑝𝑔 é a pressão do refrigerante no interior da
