MERCOFRIO 2008 - CONGRESSO DE AR CONDICIONADO, REFRIGERAÇÃO, AQUECIMENTO E VENTILAÇÃO DO MERCOSUL
ANÁLISE EXPERIMENTAL DA INFLUÊNCIA DOS GRADIENTES DE TEMPERATURA DA CÂMARA FRIA NA EFICIÊNCIA ENERGÉTICA
DE UM REFRIGERADOR DE PEQUENO PORTE Cleiton Rubens Formiga Barbosa - cleiton@ufrnet.br
Francisco de Assis Oliveira Fontes - franciscofontes@uol.com.br
Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Departamento de Engenharia Mecânica Washington Batista Lima - uoxito@hotmail.com
Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Aluno de Graduação em Engenharia Mecânica Marcelo Renney Alves de Freitras - mrenney2000@yahoo.com.br
Artur Frederico Fonseca da Cruz - arturffc@ufrnet.br
Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Pós-Graduação em Engenharia Mecânica R4801 - Refrigeradores e Freezers
Resumo. No mundo atual, a busca por produtos e processos com menor impacto ambiental e maior
eficiência energética e tem sido a tônica. O consumo de energia elétrica e o COP de um sistema frigorífico são fortemente dependentes das condições operacionais e das características de seus componentes. O propósito da presente pesquisa foi investigar a influência dos gradientes de tempe-ratura da câmara fria na performance de um refrigerador de pequeno porte. Uma bancada experi-mental com aquisição de dados computadorizada foi desenvolvida possibilitando o mapeamento das propriedades físicas e termodinâmicas de interesse. Foram analisados o COP e o consumo de energia elétrica do refrigerador para diferentes condições de operação. A formação de uma cama-da de gelo na serpentina do evaporador com convecção natural prejudica substancialmente as tro-cas térmitro-cas na câmara fria. O tempo de operação do compressor até o estabelecimento do “set point” é reduzido com a inserção de um misturador mecânico na câmara fria (convecção forçada do evaporador), resultando numa economia significativa do consumo de energia elétrica do refri-gerador.
Palavras-chave: Eficiência energética,COP, Ciclo de refrigeração
1. INTRODUÇÃO
Sistemas de refrigeração adequados são fundamentais para que haja uma considerável con-servação de energia elétrica. De acordo com Ricardo Assis, da Gelopar Refrigeração, Um sistema inadequado ou mal dimensionado ficará mais tempo ligado para atingir a temperatura desejada de determinado produto e com isso também há o risco de diminuir a vida útil do equipamento. Para que o sistema de refrigeração contribua diretamente na conservação de energia elétrica, é funda-mental a utilização de algumas normas de construção e ensaios de desempenho para estes produtos.
Nos últimos anos, os setores de refrigeração e de ar condicionado entraram em uma discus-são sobre os impactos ocasionados sobre o meio ambiente, em especial à camada de ozônio, pelas substâncias utilizadas como os CFCs (Clorofluorcarbonos). Neste sentido, de acordo com a resolu-ção 267 de 14 de setembro de 2000, do Conselho Nacional do Meio Ambiente – CONAMA, ficou estabelecida a proibição, em todo território nacional, da utilização do CFC-11, CFC-12, além de ou-tras substâncias que agridem a camada de ozônio, em instalações de ar condicionado central, insta-lações frigoríficas com compressores de potência unitária superior a 100 HP e em sistemas de ar
condicionado automotivo. Tornou-se proibida, a partir de primeiro de janeiro de 2001, a utilização dessas substâncias em refrigeradores e congeladores domésticos, e em todos os demais equipamen-tos e sistemas de refrigeração. Assim, têm-se recorrido a operações de retrofit de fluidos refrigeran-tes nesrefrigeran-tes equipamentos com idade de até 10 anos, não sendo aconselhável esta operação em unida-des mais antigas devido ao unida-desgaste mecânico que os trocadores de calor unida-destes podem apresentar. De acordo com Gouvêa et al.(2004), o retrofit deve ser conduzido, naturalmente, por profissionais capacitados, que levem em conta critérios para escolha do refrigerante alternativo, os quais incluem temperaturas de evaporação e de descarga, tipo de compressor, consumo de energia, custo do siste-ma, compatibilidade com o filtro secador e com o isolamento elétrico do motor, além da miscibili-dade do óleo com o refrigerante alternativo. De acordo com Havelský (2000), a decisão relativa à substituição de fluidos refrigerantes depende não só das possibilidades técnicas existentes, mas também dos fatores relativos à eficiência econômica dos custos investidos na substituição do CFC’s, economia de operação com o novo refrigerante, grau de risco no que diz respeito à condição técnica do dispositivo, possibilidades de serviço, entre outras, sendo estas características mais rele-vantes para grandes processos de atualização de equipamentos, ou seja, um grande número de má-quinas. Assim, surgem recentemente os chamados refrigerantes alternativos ou ecológicos e tam-bém as misturas de dois ou mais fluidos, que são os blends, estas misturas combinam as proprieda-des mais favoráveis de cada um dos seus constituintes, cobrindo a mais ampla faixa de temperaturas de evaporação.
1.1 Coeficiente de performance (COP)
Um sistema de refrigeração pode ser analisado em termos de sua eficiência energética através do COP, uma grandeza adimensional. O COP é comumente utilizado para se avaliar a relação entre a capacidade de refrigeração obtida e o trabalho gasto para tanto, sendo definido como na Eq. (1) abaixo. C E W Q COP (1) Onde QE é a potência de refrigeração (kW) e WC
é a potência de compressão (kW). As potên-cias de compressão e de refrigeração podem ser obtidas através de balanços de energia no compres-sor e no evaporador, respectivamente. Desta forma, o coeficiente de performance pode ser represen-tado na forma clássica, segundo a Eq. (2) abaixo.
) ( ) ( 1 2 4 1 h h m h h m COP (2)
Onde m corresponde ao fluxo de fluido refrigerante e h à entalpia específica nos pontos
corres-pondentes do ciclo de compressão (Ponto 1 – Saída do evaporador/entrada do compressor; Ponto 2 – Saída do compressor/entrada do condensador; Ponto 3 – Saída do condensador/entrada da válvula de expansão; Ponto 4 – Saída da válvula de expansão/entrada do evaporador). Quando da utilização da Eq. (2) nos cálculos do COP os fluxos de massa serão cancelados. No procedimento experimen-tal e nos cálculos para obtenção do COP será feito o uso do software COOLPACK para obtenção dos diagramas P-h com a representação do ciclo em questão para as várias condições de operação da unidade de refrigeração e obtenção das características de operação. A propriedade termodinâmi-ca de entalpia ao longo do circuito frigorífico foi obtida mediante o conhecimento de duas outras propriedades fundamentais, a pressão e a temperatura.
Como dito anteriormente, os blends surgiram da necessidade de substituição dos refrigerantes tradicionais por outros que apresentassem pequenos ou nenhum potencial de depleção da camada de ozônio. Um grupo existente destes refrigerantes são as misturas zeotrópicas onde diferentes compo-sições de vapor e líquido está em equilíbrio, que de acordo com Rajapaksha (2007), tem como re-sultado direto a mudança de fase não-isotérmica durante a condensação e evaporação, ou seja, a chamada temperatura glide, que para misturas com variação desta em torno de 5C ou mais, ofere-cem um potencial teórico para aumentar a performance e eficiência energética de sistemas de com-pressão de vapor, e indiretamente apresenta outras vantagens, como: o compressor trabalha à faixa de pressões relativamente reduzidas, aumentando o COP; relativo à refrigerantes CFC, maior fluxo de temperaturas pode ser alcançado utilizando misturas adequadas, com menor trabalho de com-pressão para se obter uma capacidade semelhante e fluxos de temperatura. Porém, estes apresentam inconvenientes quando do projeto dos trocadores de calor pelos métodos tradicionais LMTD ou NUT, devido o processo de mudança de fase ser não-isotérmico e as variações do calor especifico a pressão constante e do coeficiente de transferência de calor do refrigerante são relativamente mais elevados, devido aos efeitos da composição da mistura. Desta forma, alterações na composição da mistura causam variações no fluxo de temperaturas, COP etc, em comparação com o projeto origi-nal. Neste trabalho, será utilizado o refrigerante R-401a (Suva MP-39) produzido pela DuPont e com a seguinte composição mássica: R22 (53%), R152a (13%), R124 (34%) e temperatura glide de
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5, à pressão de 100 kPa; para avaliação da performance da unidade sob duas condições de ope-ração, já que este blend é substituto ao R-12 e não é necessária a adaptação de componentes do sis-tema a esse novo refrigerante.
2. PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL 2.1 Aparato experimental
A unidade de refrigeração utilizada consiste de um refrigerador doméstico de pequeno porte u-sado para resfriamento de água potável, com as seguintes características: evaporador seco, conden-sador arrefecido a ar, compressor para R-401A, filtro secador e tubo capilar. Ao sistema, foi inseri-do inseri-dois manômetros, um na tubulação de baixa e o outro na de alta pressão e instalainseri-do um controla-dor digital de temperatura (CDT) no reservatório de água de modo a se obter um set-point, para des-ligamento do compressor a uma temperatura previamente escolhida. Nas figuras (1) e (2) pode-se observar uma vista geral do equipamento, a unidade de refrigeração com o CDT, as tomadas de pressão dos dois manômetros e o sistema de aquisição de dados computadorizado.
Figura 2 – Esquema do equipamento de ensaio
A unidade é de fabricação da Genarex e tem as seguintes características originais: modelo AMHB 220/60 R12, carga de refrigerante de 65 gramas, teste de pressão de alta, 1,26 MPa e de baixa, 0,15 MPa. O compressor é de fabricação da Embraco de especificação EM20BR com refe-rência comercial de 1/12 HP, para aplicações de baixa, média e alta pressão de retorno (L/M/HBP), eficiência isoentrópica de 0,85, faixa de temperatura de evaporação de -35°C até +15°C e tempera-tura ambiente máxima de 30°C. Ao longo do ciclo de refrigeração foram instalados seis termopares do tipo K, nos pontos estratégicos de um ciclo de refrigeração por compressão. A instalação destes termopares foi feita mediante preparo da superfície das tubulações com limpeza e lixamento, segui-da de solsegui-da com estanho para melhor fixação deste sobre a superfície segui-da tubulação. Como o ambi-ente de ensaio era climatizado, isolaram-se ainda os termopares para evitar entradas interferambi-entes na medição. Estes termopares foram conectados a uma placa de aquisição de dados ligada à um com-putador, sendo o mapeamento das temperaturas realizado mediante utilização do software MEA-SUREMENT & AUTOMATION EXPLORER, com uma taxa de aquisição de um ponto de tempe-ratura por segundo, durante o tempo de cada ensaio, sendo possível então obter-se gráficos de dis-tribuição de temperaturas. A aquisição de potencia foi realizada com a utilização de um alicate am-perímetro de marca Minipa com interface para o computador de modelo ET-4090 com aquisição de um dado a cada 1,4 segundos. As variações das condições de operação do equipamento foram obti-das com a utilização de um agitador mecânico para uniformização da temperatura na câmara fria. 2.2 Analise dos dados experimentais
Os ensaios realizados visaram à determinação da performance do sistema mediante variação nas condições operacionais do equipamento, desta forma, foram feitos os seguintes ensaios: Os en-saios 1,2 e 3, foram realizados sem nenhuma modificação nas condições operacionais do sistema já os ensaios 4,5 e 6, foi adicionado ao sistema um agitador na câmara fria configurando convecção forçada no evaporador. Nas duas condições de ensaio, o volume de água na câmara fria foi de 1,5 li-tros de água potável e o set-point ajustado para 6°C, que é um valor de temperatura convencional-mente agradável para o consumo de água. Após o início do funcionamento da unidade, considerou-se um tempo de estabilização de funcionamento de 5 minutos para cada ensaio, já que considerou-se trata de um sistema de pequeno porte. Após a estabilização, leu-se as pressões de alta e baixa para posterior determinação do ciclo termodinâmico indicado em diagramas P-h. As figuras (3) á (8) mostram os resultados obtidos com o mapeamento das temperaturas nos pontos estratégicos do ciclo ao longo do período de resfriamento da água desde a temperatura ambiente até set-point, e os respectivos
di-agramas P-h à cada condição de ensaio, traçados com auxílio do software COOLPACK. Vale ainda ressaltar que as perdas de pressão no interior das tubulações foram desprezadas, pois se trata de um sistema de pequeno porte e o comprimento equivalente da tubulação não é significante para intro-dução de faixa de erros mensuráveis.
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 T e mp e ra tu ra (° C ) Tempo (min) E.evaporador S.condensador E.condensador S.evaporador Água Ambiente Figura 3- Ensaio 1
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 T e mp e ra tu ra (° C ) Tempo (min) E.evaporador S.condensador E.condensador S.evaporador Água Ambiente Figura 4- Ensaio 2
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 T e mp e ra tu ra (° C ) Tempo (min) E.evaporador S.condensaor E.condensador S.evaporador Água Ambiente Figura 5- Ensaio 3
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h 0 3 6 9 12 15 18 21 24 27 30 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 T e mp e ra tu ra (° C ) Tempo (min) E.condensador E.evaporador S.condensador S.evaporador Água Ambiente Figura 6- Ensaio 4
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h
0 3 6 9 12 15 18 21 24 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 T e mp e ra tu ra (° C ) Tempo (min) E.condensador E.evaporador S.condensador S.evaporador Água Ambiente Figura 7- Ensaio 5
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h
0 3 6 9 12 15 18 21 24 27 30 33 36 -15 -10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 T e mp e ra tu ra (° C ) Tempo (min) E.condensador E.evaporador S.condensador S.evaporador Água Ambiente Figura 8- Ensaio 6
As demais características de operação da unidade sob as duas condições de ensaio são mostra-das na Tab. (1).
Tabela 1 - Resultados experimentais com auxílio do software COOLPACK
Ensaio 1 Ensaio 2 Ensaio 3 Ensaio 4 Ensaio 5 Ensaio 6
A P (kPa) 1400 1450 1450 1550 1550 1550 B P (kPa) 160 170 170 190 190 190 E Q (kJ/kg) 137,42 135,87 135,87 132,81 132,81 132,81 C Q (kJ/kg) 186,23 184,54 184,54 181,24 181,24 181,24 COP 2,82 2,79 2,79 2,74 2,74 2,74 W(kJ/kg) 48,81 48,67 48,67 48,42 48,42 48,42 3. RESULTADOS E ANÁLISE
Após um running de aproximadamente 5 minutos, a temperatura da água mostrada na fig.(9), para todos os ensaios, apresenta um gradiente médio de temperatura de 0,60 °C/min até uma tempe-ratura próxima a 15°C. A partir deste ponto, para as curvas dos ensaios 1,2 e 3, o gradiente de tem-peratura assume a magnitude de 0,15°C/min, enquanto as curvas dos ensaios 4,5 e 6 (com convec-ção forçada), o gradiente permanece praticamente inalterado. Como conseqüência, nos três primei-ros ensaios, o tempo gasto até o set-point (6°C) é em torno de 80 minutos, enquanto que nos demais ensaios: 4, 5 e 6 (com misturado), são necessários aproximadamente 25 minutos, resultando numa redução do tempo de operação do sistema de refrigeração de 55 minutos. A ação do misturador na câmara fria promove uma convecção forçada inibindo a formação da camada de gelo (resistência térmica adicional ao fluxo de calor) sob a superfície da serpentina do evaporador.
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 3 6 9 12 15 18 21 24 27 30 T e mp e ra tu ra (° C ) Tempo (min) Ensaio1 Ensaio2 Ensaio3 Ensaio4 Ensaio5 Ensaio6
Figura 9 – Gráfico de temperatura da água durante os ensaios.
Nos gráficos de potência mostrados na fig.(10) pode-se observar que apesar dos ensaios 1, 2 e 3 terem sido realizados nas mesmas condições, o ensaio 1 apresenta um comportamento diferenciado dos demais, uma potência bem abaixo, cerca de 113W. Enquanto os outros dois ensaios apresenta-ram uma potência próxima a 138W, representando uma diferença de 18,8%. Já nos ensaios com o misturador, fig.(11), o running ficou configurado próximo aos 15 minutos. Nos três ensaios, o com-portamento da curva de potência é semelhante com uma média de 125W.
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 90 100 110 120 130 140 150 Tempo (min) Po tê n ci a (W ) Ensaio 1 Ensaio 2 Ensaio 3
Figura 10 – Gráfico da potência nos ensaios sem misturador.
0 5 10 15 20 25 30 35 90 100 110 120 130 140 150 Po tê n ci a (W ) Tempo (min) Ensaio 1 Ensaio 2 Ensaio 3
Figura 11 – Gráfico da potência nos ensaios com o misturador.
Não foi observado uma variação significativa no coeficiente de performance do (COP) refrige-rador operando com ou sem misturefrige-rador na câmara fria. Entretanto, foi registrado uma considerável redução do consumo de energia elétrica do refrigerador operando com o misturador, pois a agitação da água inibe a formação de gelo na superfície da serpentina do evaporador com conseqüente au-mento das trocas térmicas e redução substancial do tempo de funcionaau-mento. Assim, nos ensaios sem o misturador em média foram consumidos 184 W.h enquanto nos ensaios com o misturador o consumo médio de energia elétrica foi de 52,63 W.h (sendo 52 W.h do compressor mais 0,63 W.h do misturador) resultando numa economia de energia elétrica de aproximadamente 131 W.h .
CONCLUSÕES
Não houve alterações significativas no COP do refrigerador com a inserção do misturador mecânico na câmara fria;
A câmara fria com convecção forçada reduziu o tempo de operação do refrigerador em 55 minutos.
A redução do tempo de operação do refrigerador em estudo resultou numa economia de ele-gia elétrica de 131 W.h.
Agradecimentos
Ao Grupo de Pesquisa em Tribologia do Departamento de Engenharia Mecânica da UFRN pelo apoio e empréstimo do sistema de aquisição de dados utilizado na presente pesquisa.
REFERÊNCIAS
Gouvêa, P.E.M., Freitas, R., Souza, A.C.C., Silveira, J.L., 2004, “Estudo da substituição de fluidos refrigerantes em sistema de refrigeração e ar condicionado por compressão de vapor”, Revista Ciências Exatas, UNITAU, Vol. 9/10, Taubaté, Brazil, pp. 43-46.
Havelský, V., 2000, “Investigation of refrigerating system with R12 refrigerant replacements”, Ap-plied Thermal Engineering, Vol. 20, pp. 133-140.
Halimic, E., Ross, D., Agnew, B., Anderson, A., Potts, I., 2003, “A comparison of the operating performance of alternative refrigerants”, Applied Thermal Engineering, Vol. 23,pp. 1441-1451. Rajapaksha, L., 2007, “Influence of special attributes of zeotropic refrigerant mixtures on design
and operation of vapour compression refrigeration and heat pump systems”, Energy Conversion and Management, Vol. 48, pp. 539-545.
EXPERIMENTAL ANALYSIS OF THE TEMPERATURE GRADIENT INFLUENCE IN THE COLD CAMERA ON THE SMALL LOAD REFRIGERATOR
ENERGY EFFICIENCY Cleiton Rubens Formiga Barbosa - cleiton@ufrnet.br
Francisco de Assis Oliveira Fontes - franciscofontes@uol.com.br
Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Mechanical Engineering Department Washington Batista Lima - uoxito@hotmail.com
Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Mechanical Engineering Graduating Student Marcelo Renney Alves de Freitras - mrenney2000@yahoo.com.br
Artur Frederico Fonseca da Cruz - arturffc@ufrnet.br
Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Mechanical Engineering Post-Graduation R4801 - Refrigerators and Freezers
Abstract. In the present world, the search for products and processes with smaller environmental
impact and larger energy efficiency has been atonic.The cooler system electrical power consump-tion and COP are strongly dependent of the operaconsump-tional condiconsump-tions and their components characte-ristics.The present research purpose was to investigate the temperature gradients influence in the cold camera on a small load refrigerator performance.A test bench with computerized data acqui-sition was developed to allow the mapping of the interesting physical and thermodynamic proper-ties.The refrigerator COP and electrical power consumption were analyzed in different operation conditions.The ice layer formation on the evaporator coil with natural convection harms the ther-mal transfer substantially in the cold camera. The compressor operation time to the set point estab-lishment is reduced with a mechanical mixer insertion in the cold camera (evaporator forced con-vection), resulting in a significant economy of the refrigerator electrical consumption.
