DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
Rafael Costa Engel
ANÁLISE COMPARATIVA DO DESEMPENHO DE COMPRESSORES ALTERNATIVO E ROTATIVO EM BOMBAS
DE CALOR PARA AQUECIMENTO DE ÁGUA DE USO DOMÉSTICO
Florianópolis 2019
através do Programa de Geração Automática da Biblioteca Universitária da UFSC.
Engel, Rafael Costa
ANÁLISE COMPARATIVA DO DESEMPENHO DE
COMPRESSORES ALTERNATIVO E ROTATIVO EM BOMBAS DE CALOR PARA AQUECIMENTO DE ÁGUA DE USO DOMÉSTICO / Rafael Costa Engel ; orientador, Cesar Jose Deschamps, 2019.
200 p.
Tese (doutorado) - Universidade Federal de Santa Catarina, Centro Tecnológico, Programa de Pós
Graduação em Engenharia Mecânica, Florianópolis, 2019. Inclui referências.
1. Engenharia Mecânica. 2. Compressor
alternativo. 3. Compressor rotativo. 4. Bombas de calor. I. Deschamps, Cesar Jose. II. Universidade Federal de Santa Catarina. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica. III. Título.
iii DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA
ANÁLISE COMPARATIVA DO DESEMPENHO DE COMPRESSORES ALTERNATIVO E ROTATIVO EM BOMBAS
DE CALOR PARA AQUECIMENTO DE ÁGUA DE USO DOMÉSTICO
Tese submetida ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina para obtenção do Grau de Doutor em Engenharia Mecânica.
Orientador: Prof. César José Deschamps, Ph.D.
Florianópolis 2019
v ANÁLISE COMPARATIVA DO DESEMPENHO DE COMPRESSORES ALTERNATIVO E ROTATIVO EM BOMBAS
DE CALOR PARA AQUECIMENTO DE ÁGUA DE USO DOMÉSTICO
Esta tese foi julgada adequada para obtenção do Título de “Doutor em Engenharia Mecânica”, e aprovada em sua forma final pelo Programa de
Pós-Graduação em Engenharia Mecânica.
Florianópolis, 22 de fevereiro de 2019.
____________________________________________ Prof. César José Deschamps, Ph.D. - Orientador
Universidade Federal de Santa Catarina
____________________________________________ Prof. Jonny Carlos da Silva, Dr.Eng.
ix A meus pais, Noely e Maurício Engel, a meu irmão Bruno, e a minha esposa Sara, por todo o carinho e apoio despendidos ao longo desse trabalho.
xi AGRADECIMENTOS
Inicialmente, agradeço a meus pais, irmão e esposa pelo apoio incondicional despendido ao longo do doutorado. Sem dúvidas os momentos mais críticos só puderam ser superados devido a essa estrutura familiar.
Aos familiares e amigos de minha cidade natal, Maringá, e de Florianópolis, cujo apoio e inspiração foram fundamentais para que eu pudesse chegar até onde cheguei e concluir este trabalho.
Ao professor Cesar Jose Deschamps, pelos ensinamentos, oportunidades e disposição para as discussões e orientação ao longo do trabalho.
Aos amigos que me acompanharam no doutorado, em especial Marco Carrilho Diniz, cujas contribuições foram fundamentais para a execução desse trabalho. Ao mestrando Lucas Cercal Lazzaris pelo apoio técnico fundamental na implementação dos modelos utilizados e aos mestrandos Mariana Bianchi, Ariel Augusto Rocha, Thyane de Oliveira, dentre outros, pela importante convivência e discussões ao longo do trabalho.
Ao corpo técnico do laboratório POLO, em especial a Eduardo Ludgero da Silva e Fabiano Vambommel pelos ensinamentos e apoio durante a etapa experimental do trabalho.
Aos engenheiros da Embraco, Evandro Luiz Lange Pereira, Tadeu Tonheiro Rodrigues e Diogo Azambuja Bitencourt, pelo apoio técnico e disponibilidade para as discussões sobre o andamento deste trabalho.
Ao povo brasileiro, representado pelas agências de financiamento CAPES, EMBRAPII e INCT, cujo apoio foi fundamental para o desenvolvimento deste trabalho.
Rafael Costa Engel Fevereiro de 2019
xiii RESUMO
Embora a demanda por bombas de calor para aquecimento de água de uso doméstico tenha aumentado nos últimos anos, os compressores alternativos e rotativos utilizados nessa aplicação são geralmente provenientes de projetos desenvolvidos para sistemas de refrigeração. A presente tese apresenta uma análise comparativa do desempenho desses compressores após serem otimizados para a aplicação de bombas de calor. Inicialmente, o desempenho de um compressor alternativo de 9,50 cm3/rev e de um compressor rotativo de 9,80 cm3/rev foram avaliados em um calorímetro de ciclo quente no envelope de condições operacionais de bombas de calor. Além disso, modelos foram desenvolvidos e validados para a simulação dos compressores de forma integrada aos demais componentes da bomba de calor. A análise de desempenho dos compressores no sistema foi então realizada para a condição operacional estabelecida pela norma EN16147 e também para condições referentes a temperaturas ambientes representativas de verão e inverno europeu. A tese também contempla a investigação do efeito do uso de isolamento térmico nos compressores e dos fluidos refrigerantes R134a e R290. Os resultados indicam que o compressor rotativo fornece um maior desempenho (COPDHW) do que o do compressor alternativo em todas as condições testadas. A diferença de desempenho observada entre os compressores nas diferentes condições de temperatura ambiente foi de 7,6%, ao operarem na condição de inverno, 9,8% na condição de norma e 12,3%, na condição de verão. A menor diferença entre os desempenhos na condição de inverno se deve à redução das perdas termodinâmicas nos sistemas de sucção e descarga do compressor alternativo em função da menor vazão mássica nessa condição. Por outro lado, o desempenho do compressor rotativo é penalizado na condição de inverno devido ao aumento das perdas por vazamentos e superaquecimento. Observou-se que o isolamento térmico dos compressores alternativo e rotativo pode aumentar seus desempenhos em até 3,6% e 4,2%, respectivamente, na condição operacional estabelecida em norma. Finalmente, verificou-se que o uso do fluido R290 como substituto ao R134a aumenta os desempenhos dos compressores alternativo e rotativo em 2,6% e 3,3%, respectivamente, considerando também a condição operacional de norma. Palavras-chave: Compressor Alternativo, Compressor Rotativo, Bombas de calor.
xv ABSTRACT
Although the demand for domestic heat pump water heaters has increased in recent years, the reciprocating and rotary compressors used for this application frequently adopt designs developed for refrigeration systems. This thesis presents a comparative analysis between the performances of these compressors after their optimization for a domestic heat pump water heater. First the performances of a 9.50 cm3/rev reciprocating compressor and a 9.80 cm3/rev rotary compressor were assessed in a hot-cycle test stand for the envelope of heat pump operating conditions. Moreover, numerical models were developed to simulate each compressor coupled to the other components of the heat pump. These models were calibrated and validated through comparisons with experimental data. The performance of the heat pump with each compressor was analyzed under the ambient condition defined in the standard EN16147, as well as under ambient conditions representative of European winter and summer seasons. The effects of thermal insulating the compressors and replacing the refrigerant fluid R134a by R290 were also addressed. The COPDHW of the heat pump operating with the rolling piston compressor was higher than that with the reciprocating compressor in all operating conditions, being 7.6% higher under the winter condition, 9.8% higher under the standard condition and 12.3% higher under the summer condition. The smaller difference between the performances in the winter condition is associated with the reduction of thermodynamic losses in the suction and discharge systems of the reciprocating compressor brought about by the lower mass flow rate. On the other hand, the performance of the rotary compressor is penalized in the winter condition due to leakage and suction gas superheating losses. The thermal insulation increased the performances of the reciprocating and rotary compressors by 3.6% and 4.2%, respectively. Finally, the use of R290 as a substitute to the R134a increased the reciprocating and rotary compressor performance in 2.6% and 3.3%, respectively, under the standard operating condition.
Keywords: Reciprocating Compressor, Rotary Compressor, Heat Pump Water Heaters.
xvii LISTA DE FIGURAS
Figura 1.1 – Características constitutivas do sistema de uma bomba de calor por compressão de vapor. ... 3 Figura 1.2 – Mecanismo de compressão de compressores alternativos. (a)
Características constitutivas; (b) Diagrama p-V. ... 5 Figura 1.3 – Mecanismo de compressão de compressores rotativos. (a)
Características constitutivas; (b) Diagrama p-V. ... 6 Figura 1.4 – Processo do ciclo de compressão do compressor rotativo: (a)
Formação da câmara de sucção; (b) Formação da câmara de compressão e processo de descarga. ... 7 Figura 3.1 – Volume da câmara de compressão de compressores
alternativos. Adaptado de Gomes (2006). ... 30 Figura 3.2 – Representação do volume de controle utilizado para cálculos
dos balanços no compressor alternativo. Adaptado de Gomes (2006). ... 32 Figura 3.3 – Parâmetros do escoamento na folga pistão-cilindro.
Adaptado de Gomes (2006). ... 37 Figura 3.4 – Modelos de dinâmica de válvulas. Adaptado de Gomes
(2006). ... 39 Figura 3.5 – Representação da discretização espacial utilizada para o
modelo numérico. Reproduzido de Link e Deschamps (2011). .... 40 Figura 3.6 – Detalhamento dos volumes de controle adotados para a
simulação térmica do compressor alternativo. ... 43 Figura 3.7 – Fluxograma de simulação do compressor alternativo. ... 51 Figura 3.8 – Fluxograma da simulação térmica do compressor alternativo. ... 52 Figura 4.1 – Parâmetros geométricos das câmaras de compressão e sucção
do compressor rotativo. Adaptado de Gomes (2006). ... 58 Figura 4.2 – Volume residual do compressor rotativo. Adaptado de
Gomes (2006). ... 60 Figura 4.3 – Fluxos de massa no compressor rotativo. Adaptado de
Gomes (2006). ... 63 Figura 4.4 – Detalhamento da folga mínima. Adaptado de Gomes (2006). ... 66 Figura 4.5 – Comportamento do escoamento pela folga mínima.
xviii
Gomes (2006). ... 68 Figura 4.7 – Detalhamento da folga de topo do pistão rolante. Adaptado
de Gomes (2006). ... 70 Figura 4.8 – Detalhamento da folga de topo da palheta. Adaptado de
Gomes (2006). ... 71 Figura 4.9 – Modelo térmico simplificado adotado para o compressor de
pistão rolante. Adaptado de Diniz e Deschamps (2014). ... 73 Figura 4.10 – Representação esquemática volumes de controle
considerados no modelo térmico do compressor rotativo. ... 74 Figura 4.11 – Divisão do processo de compressão do compressor rotativo. ... 77 Figura 4.12 – Fluxograma de simulação do compressor rotativo. ... 81 Figura 4.13 – Fluxograma de simulação do modelo térmico ϵ-NTU. ... 82 Figura 4.14 – Esquema da aplicação da primeira lei da termodinâmica no
compressor rotativo. ... 83 Figura 5.1 – Volumes de controle e fluxos de calor pelas fronteiras de um
reservatório de água tradicional. ... 92 Figura 5.2 – Fluxograma de simulação do sistema térmico da bomba de
calor. ... 94 Figura 5.3 – Fluxograma do programa principal. ... 98 Figura 5.4 – Comparação entre resultados numéricos e experimentais para
as pressões de evaporação e condensação no sistema durante o período de ciclagem. ... 100 Figura 5.5 – Comparação entre a previsão numérica e dados
experimentais para a potência consumida pelo sistema durante o período de ciclagem. ... 100 Figura 5.6 – Comparação entre resultados numérico e experimental para
a temperatura da água no reservatório. ... 102 Figura 5.7 – Representação esquemática do inventário de perdas de
potência em compressores. Reproduzido de Diniz (2018) ... 108 Figura 6.1 – Inventário de perdas de vazão para as condições de testes em
calorímetro. ... 112 Figura 6.2 – Inventário de perdas termodinâmicas para as condições de
testes em calorímetro. ... 114 Figura 6.3 – Inventário de perdas de vazão para o compressor alternativo
durante um ciclo do Estágio D do procedimento de teste. ... 118 Figura 6.4 – Inventário de perdas termodinâmicas para o compressor
xix Figura 6.5 – Comportamento da temperatura da água do reservatório para as simulações dos compressores alternativo e rotativo. ... 122 Figura 6.6 – Inventários de perdas termodinâmicas dos compressores
alternativo e rotativo em condições de norma (Estágio E). ... 124 Figura 6.7 – Inventários de perdas de vazão dos compressores alternativo
e rotativo em condições de norma (Estágio E). ... 125 Figura 6.8 – Previsão da colisão da válvula de sucção com o pistão. .. 126 Figura 6.9 – Comportamento das pressões de evaporação e condensação
ao longo do Estágio E. ... 127 Figura 6.10 – Inventários de perdas termodinâmicas dos compressores
alternativo e rotativo na condição de verão (Estágio E). ... 130 Figura 6.11 – Inventários de perdas de vazão dos compressores
alternativo e rotativo na condição de verão (Estágio E). ... 131 Figura 6.12 – Variação de desempenho dos compressores alternativo e
rotativo em diferentes condições operacionais ... 133 Figura 6.13 – Trabalho específico perdido por superaquecimento ao longo
do Estágio E para as condições de inverno e verão para o compressor rotativo. ... 134 Figura 6.14 – Inventários de perdas termodinâmicas dos compressores
alternativo e rotativo em condições de inverno (Estágio E). ... 135 Figura 6.15 – Inventários de perdas de vazão dos compressores
alternativo e rotativo em condições de inverno (Estágio E). ... 136 Figura 6.16 – Comparativo da temperatura de descarga e do calor trocado
no condensador.(a) Ambos compressores isolados; (b) Compressor alternativo com e sem isolamento; (c) Compressor rotativo com e sem isolamento. ... 139 Figura 6.17 – Evolução da potência indicada durante o Estágio C do teste
para os compressores alternativo e rotativo com e sem isolamento de carcaça. ... 140 Figura 6.18 – Temperaturas nas linhas de sucção e descarga do
compressor alternativo com diferentes alternativas de isolamento térmico. ... 142 Figura 6.19 – Comparativo da temperatura de descarga e do calor trocado
no condensador para a melhor condição de isolamento de cada compressor. ... 143 Figura 6.20 – Comparativo do inventário de perdas termodinâmicas dos
compressores alternativo e rotativo com a melhor configuração de isolamento (Estágio E). ... 144
xx
compressores alternativo e rotativo com a melhor configuração de isolamento (Estágio E). ... 145 Figura 6.22 – Energia entregue ao condensador por unidade de massa para
os fluidos refrigerantes R134a e R290 durante o Estágio C. ... 147 Figura 6.23 – Variação da eficiência volumétrica do compressor
alternativo para R134a e R290. (a) ao longo do Estágio C; (b) conforme a dimensão do volume morto. ... 148 Figura 6.24 – Variação de parâmetros para os fluidos R134a e R290. (a)
γ em função da temperatura; (b) razão de pressão durante o Estágio C para o compressor alternativo. ... 149 Figura 6.25 – Comparativo da temperatura de descarga e do calor trocado
no condensador para a operação com o fluido refrigerante R290. ... 149 Figura 6.26 – Comparativo do inventário de perdas de vazão dos
compressores alternativo e rotativo com fluido R290 (Estágio E). ... 150 Figura 6.27 – Comparativo do trabalho específico de compressão do
compressor alternativo durante o Estágio E de teste para os fluidos R134a e R290. ... 150 Figura 6.28 – Comparativo do inventário de perdas termodinâmicas dos
compressores alternativo e rotativo com fluido R290 (Estágio E). ... 151 Figura 6.29 – Síntese dos resultados para o tempo de aquecimento de
todas as condições testadas. ... 153 Figura 6.30 – Síntese dos resultados para COPDHW em todas as condições
testadas. ... 154 Figura 6.31 – Síntese dos resultados para o consumo de energia do
sistema em todas as condições testadas. ... 154 Figura A.1 – Fator de correção para o atrito em mancais excêntricos. 175 Figura A.2 – Curva de eficiência elétrica do motor do compressor
alternativo de 60 Hz. ... 176 Figura A.3 – Curva de eficiência elétrica do motor do compressor
alternativo de 50 Hz. ... 177 Figura A.4 – Curva de eficiência elétrica do motor do compressor rotativo
de 50 Hz. ... 178 Figura B.1 –Exemplo de funcionamento do algoritmo genético.
xxi Figura B.2 – Fluxograma do procedimento de otimização por algoritmo genético. ... 182 Figura B.3 – Caracterização geométrica de vigas engastadas.
Reproduzido de Bezerra Jr (2011). ... 183 Figura C.1– Representação esquemática do circuito da bancada de ciclo
quente. ... 188 Figura C.2– Bomba de calor experimental. (a)Vista externa; (b)
xxiii LISTA DE TABELAS
Tabela 1.1 – Temperaturas de referência adotadas para as condições HBP, MBP e LBP. ... 4 Tabela 2.1 – Classificação de fluidos refrigerantes. ... 20 Tabela 2.2 – Síntese dos trabalhos da literatura em modelagem de
sistemas térmicos ... 26 Tabela 3.1 – Dados de entrada para a simulação do compressor
alternativo. ... 49 Tabela 3.2 – Comparação dos resultados numéricos com dados
experimentais para o compressor alternativo na condição de calibração do modelo térmico. ... 53 Tabela 3.3 – Comparação dos resultados numéricos com dados
experimentais para o compressor alternativo. ... 54 Tabela 4.1 – Dados de entrada para a simulação do compressor rotativo. ... 78 Tabela 4.2 – Comparação dos resultados numéricos com dados
experimentais para o compressor rotativo. ... 84 Tabela 5.1 – Dados de entrada para a simulação do sistema. ... 96 Tabela 5.2 – Comparação dos resultados numéricos com dados
experimentais para o sistema ... 103 Tabela 6.1 – Parâmetros geométricos otimizados para o compressor
alternativo. ... 116 Tabela 6.2 – Resultados de desempenho para o compressor alternativo. ... 116 Tabela 6.3 – Resultados do procedimento de otimização para o
compressor alternativo. ... 118 Tabela 6.4 – Parâmetros geométricos resultantes do procedimento de
otimização para os compressores alternativo e rotativo. ... 120 Tabela 6.5 – Resultados dos Estágios C, D e F para o sistema operando
em condições de norma. ... 121 Tabela 6.6 – Resultados globais para o desempenho dos compressores
durante o Estágio E em condições de norma. ... 121 Tabela 6.7 – Temperaturas médias representativas para as estações do ano
em quatro capitais europeias. ... 128 Tabela 6.8 – Resultados dos Estágios C, D e F para o sistema operando
xxiv
durante o Estágio E em condições de verão. ... 129 Tabela 6.10 – Resultados dos Estágios C, D e F para o sistema operando
em condições de inverno. ... 132 Tabela 6.11 – Resultados globais para o desempenho dos compressores
durante o Estágio E em condições de inverno. ... 132 Tabela 6.12 – Resultados dos Estágios C, D e F para o sistema operando
com os compressores alternativo e rotativo com isolamento térmico de carcaça. ... 137 Tabela 6.13 – Resultados globais para o desempenho dos compressores
alternativo e rotativo com isolamento térmico de carcaça durante o Estágio E. ... 137 Tabela 6.14 – Resultados dos Estágios C, D e F para o compressor
alternativo com diferentes configurações de isolamento térmico e para o compressor rotativo com isolamento de carcaça. ... 141 Tabela 6.15 – Resultados globais para o desempenho dos compressores
alternativo com diferentes configurações de isolamento térmico e rotativo com isolamento de carcaça durante o Estágio E. ... 141 Tabela 6.16 – Resultados dos Estágios C, D e F para o sistema operando
com R290 em condições operacionais de norma. ... 146 Tabela 6.17 – Resultados globais para o desempenho dos compressores
alternativo e rotativo operando com R290 durante o Estágio E em condições operacionais de norma. ... 146 Tabela 6.18 – Resultados dos Estágios C, D e F para o sistema operando
com R290 em condições operacionais de inverno. ... 152 Tabela 6.19 – Resultados globais para o desempenho dos compressores
alternativo e rotativo operando com R290 durante o Estágio E em condições operacionais de inverno. ... 152 Tabela C.1 – Lista de equipamentos utilizados na bancada de ciclo quente ... 188 Tabela C.2 – Valores médios e incertezas de medição experimental do
compressor alternativo ... 192 Tabela C.3 – Valores médios e incertezas de medição experimental do
compressor rotativo ... 192 Tabela D.1 – Temperaturas e condutâncias globais obtidas para a
condição de calibração do compressor alternativo ... 193 Tabela D.2- Valores de referência para o coeficiente de transferência de
calor por convecção obtidos na condição de calibração do compressor rotativo...194
xxv Tabela E.1- Perfil de drenagem XL...195 Tabela F.1- Coeficientes da curva de solubilidade do fluido R134a em óleo...197 Tabela F.2- Coeficientes da curva de solubilidade do fluido R290 em óleo...197 Tabela G.1 – Valores de área efetiva de escoamento do orifício de sucção em função do deslocamento de válvula para o compressor alternativo...199 Tabela G.2 – Valores de área efetiva de escoamento do orifício de descarga em função do deslocamento de válvula para o compressor alternativo...200
xxvii LISTA DE SÍMBOLOS
Abreviações
ASHP Air Source Heat Pumps
ASHRAE American Society of Heating, Refrigeration and Air-Conditioning Engineers COPDHW Coeficiente de Desempenho para bombas de calor
GSHP Ground Source Heat Pumps GWP Global Warming Potential
HBP High Back Pressure
LBP Low Back Pressure
MBP Medium Back Pressure
NSGA II Non-dominated Sorting Genetic Algorithm II ODP Ozone Depletion Potential
RPM Rotações Por Minuto
RTR Razão entre o tempo de operação e o tempo total de um ciclo operacional do sistema WSHP Water Source Heat Pumps
Símbolos do Alfabeto Arábico
#$$ Área efetiva de escoamento [m2]
#$% Área efetiva de força [m2]
#& Área de transferência de calor na parede do
cilindro [m2]
'( Espessura da palheta [m]
)* Calor específico a pressão constante [J.kg-1.K-1]
)+ Calor específico a volume constante [J.kg-1.K-1]
, Constante de amortecimento [N.s.m-1]
,( Comprimento da Biela [m]
,*-. Distância do PMS ao eixo da manivela [m]
/012 Diâmetro do cilindro [m]
/0-* Diâmetro externo do compressor [m]
/3 Diâmetro do orifício de descarga [m]
xxviii
4 Espessura da válvula [m]
5 Frequência de operação do compressor
Vazão de água de drenagem [l.min[Hz] -1]
56 Frequência natural [Hz] 57 Frequência nominal [Hz] 8 Força [N] 9 Aceleração gravitacional [m.s-2] : Vazão volumétrica [m3.s-1] ℎ Entalpia específica [J.kg-1]
ℎ0 Altura do cilindro do compressor rotativo [m]
ℎ3 Altura do orifício de descarga [m]
<0 Coeficiente de transferência de calor por
convecção [W.m-2.K-1]
= Rigidez de válvulas [N.m-1]
> Coeficiente de transferência de calor por
condução [W.m-1.K-1]
? Comprimento do contato entre as paredes do cilindro e pistão [m]
?@ Comprimento mínimo de contato [m]
A Massa [kg]
A$B* Massa residual expandida [kg]
Ȧ(3
Perda de vazão mássica de fluido refrigerante por refluxo no orifício de
descarga [kg.s
-1]
Ȧ02
Perda de vazão mássica de fluido refrigerante devido ao efeito de volume
morto [kg.s
-1]
Ȧ3 Vazão mássica de fluido refrigerante descarregada [kg.s-1]
Ȧ2 Perda de vazão mássica de fluido refrigerante por vazamentos [kg.s-1]
ȦD Vazão mássica de fluido refrigerante em outros processos [kg.s-1]
Ȧ(.
Perda de vazão mássica de fluido refrigerante por refluxo no orifício de
sucção [kg.s
-1]
xxix Ȧ.E Vazão mássica de fluido refrigerante considerando o volume morto [kg.s-1]
Ȧ.F* Perda em vazão mássica de fluido refrigerante devido ao superaquecimento [kg.s-1]
G Rotação do motor [RPM]
G0 Número de ciclos [-]
H Pressão [Pa]
H. Pressão de sucção [Pa]
İ( Calor dissipado por atrito nos mancais [W]
İ(,*0 Calor dissipado por atrito no mancal axial
pistão-cilindro [W]
İ0 Calor trocado no condensador [W]
İ0K- Calor trocado na câmara de compressão [W]
ILM_MO Energia fornecida à água do reservatório pela resistência elétrica durante o Estágio
E [kWh]
ILM_PQ* Energia fornecida à água do reservatório pela resistência elétrica durante um
período de drenagem de água [kWh]
İ$2$ Calor dissipado pelo motor elétrico [W]
IRO_MO Energia retirado da bomba de calor pela drenagem de água durante o Estágio E [kWh] IRO_PQ* Calor retirado da bomba de calor durante
um período de drenagem [kWh]
S Coordenada radial [-]
S. Razão de pressão [-]
T0 Raio interno do cilindro de compressão do compressor de pistão rolante [m]
T* Raio externo do pistão [m]
U Entropia específica [J.kg-1.K-1]
V Tempo [s]
VQW Tempo gasto para aquecer a água do
reservatório [s]
XQ Temperatura da água no reservatório [C]
XQ-( Temperatura ambiente [C]
xxx
X$+Q* Temperatura de evaporação [C]
X.F( Temperatura de subresfriamento [C]
X.F* Temperatura de superaquecimento [C]
X& Temperatura de parede do cilindro [C]
Y Energia interna específica [J.kg-1]
Z Volume específico [m3.kg-1]
[ Velocidade [m.s-1]
[* Velocidade do pistão [m.s-1]
[\ Velocidade do escoamento na folga
pistão-cilindro [m.s-1]
ϑ Volume [m3]
ϑ- Volume Morto [m3]
^̇3 Potência elétrica [W]
^̇3 Perdas energéticas no orifício de descarga [W]
^̇3- Perdas energéticas no filtro de descarga [W]
^̇$%% Potência efetiva de compressão [W]
^̇$. Potência requerida durante o período de liga e desliga do sistema [W]
^̇163 Potência indicada [W]
^̇2 Perdas energéticas devido a vazamentos [W]
^̇-$0 Potência mecânica [W]
^̇D Outras perdas energéticas [W]
^̇. Perdas energéticas no orifício de sucção [W]
^̇.- Perdas energéticas no filtro de sucção [W]
^̇.F*,. Perdas superaquecimento no cilindro energéticas devido ao [W]
^̇.F*,0 Perdas superaquecimento no sistema de sucção energéticas devido ao [W]
^̇PK Potência teórica de compressão [W]
Símbolos do Alfabeto Grego
_\ Coeficiente de relaxação [-]
` Razão entre calores específicos ()*/)+) [-]
b(c Folga de topo na palheta [m]
xxxi b* Folga de topo entre o pistão rolante e o cilindro
fixo [m]
b*0 Folga pistão-cilindro [m]
b%( Folga na palheta [m]
e Excentricidade [m]
f Efetividade do trocador de calor [-]
g$2$ Eficiência elétrica [-]
h Ângulo de giro do motor [rad]
i Fração de massa do fluido refrigerante dissolvido
no óleo [kg.kg-1]
j Massa específica [kg.m-3]
jD,\ Massa específica da mistura óleo-refrigerante [kg.m-3]
k Viscosidade dinâmica [Pa.s]
kD,\ Viscosidade dinâmica da mistura
óleo-refrigerante [Pa.s]
Φ Função de dissipação viscosa [-]
m Velocidade angular [rad.s-1]
Subscritos
a Água do reservatório
b Mancais
b,pc Mancal pistão-cilindro
) Compressão
)SnV Critério estabelecido para convergência
o) Câmara de Descarga op Linha de Descarga oA Filtro de Descarga o Descarga o4Up Deslocado n Instantâneo nU Isentrópico pU Linha de sucção
AnUV Mistura fluido refrigerante-óleo S Fluido Refrigerante
xxxii
Sqo Radial
S4U Resíduo numérico
U Sucção
Up Linha de Sucção
Y Upstream
Z) Volume de controle
xxxiii SUMÁRIO
1 Introdução ... 1 1.1 Bombas de Calor para Aquecimento de Água de Uso Doméstico ... 2 1.2 Compressores de Bombas de Calor Domésticas ... 5 1.2.1 Compressores Alternativos ... 5 1.2.2 Compressores Rotativos ... 6 1.3 Objetivos e contribuições ... 8 1.4 Estruturação do Documento ... 9 2 Revisão da Literatura ... 11 2.1 Bombas de Calor ... 11 2.1.1 Compressores Alternativos Aplicados em Bombas de Calor ... 13 2.1.2 Compressores Rotativos Aplicados em Bombas de Calor . ... 14 2.2 Análise Comparativa de Compressores ... 16 2.2.1 Condicionamento de ar ... 17 2.2.2 Refrigeração doméstica e comercial ... 18 2.2.3 Bombas de Calor ... 18 2.3 Fluidos Refrigerantes ... 20 2.4 Modelagem de Sistemas Térmicos ... 23 2.5 Contribuições da Tese ... 27 3 Modelagem do Compressor Alternativo ... 29
3.1 Variação de Volume da Câmara de Compressão ... 30 3.2 Balanço de Energia na Câmara de Compressão ... 32 3.3 Balanço de Massa na Câmara de Compressão ... 35 3.4 Dinâmica de Válvulas ... 38 3.5 Filtros Acústicos de Sucção e Descarga ... 40 3.6 Modelo Térmico do Compressor Alternativo ... 42 3.7 Procedimento de Solução Numérica ... 47 3.7.1 Modelo do Ciclo de Compressão ... 47 3.7.2 Modelo Térmico ... 51 3.8 Calibração e Validação do Modelo ... 53 3.9 Considerações Finais ... 55 4 Modelagem do Compressor Rotativo ... 57
xxxiv
4.1 Variação de Volume das Câmaras de Sucção e Compressão ... 57 4.2 Balanço de Energia nas Câmaras de Sucção e Compressão ... 61 4.3 Balanço de Massa nas Câmaras de Sucção e Compressão ... 63 4.4 Dinâmica da Válvula de Descarga ... 72 4.5 Modelo Térmico ... 72 4.6 Procedimento de Solução Numérica ... 76 4.6.1 Ciclo de Compressão ... 76 4.6.2 Modelo Térmico ... 81 4.7 Calibração e Validação do Modelo ... 83 4.8 Considerações Finais ... 84 5 Modelagem do Sistema ... 87
5.1 Abordagem em Regime Permanente ... 87 5.2 Abordagem em Regime Transiente para Avaliação da Temperatura da Água no Reservatório ... 90 5.3 Procedimento de Solução Numérica ... 93 5.3.1 Sistema Térmico da Bomba de Calor ... 93 5.4 Calibração do Modelo do Sistema ... 99 5.5 Avaliação de Desempenho ... 103 5.5.1 Sistema ... 103 5.5.2 Compressores ... 107 5.6 Considerações Finais ... 110 6 Resultados ... 111
6.1 Inventário de Perdas dos Compressores ... 111 6.2 Otimização dos Compressores ... 115 6.3 Desempenho dos Compressores Otimizados no Sistema .. ... 120
6.3.1 Condição de Teste de Norma ... 120 6.3.2 Condições de Operação Típicas de Verão e Inverno Europeu ... 128 6.3.3 Efeito do Isolamento Térmico nos Compressores ... 136 6.4 Operação com o Fluido Refrigerante R290 ... 145 6.5 Síntese do capítulo ... 152 7 Conclusão ... 155
7.1 Considerações Preliminares ... 155 7.2 Principais Conclusões ... 156
xxxv 7.3 Sugestões para Trabalhos Futuros ... 158 Referências Bibliográficas ... 161 APÊNDICE A – MODELAGEM DA POTÊNCIA DISSIPADA EM MANCAIS E NO MOTOR ELÉTRICO ... 173 A.1 Modelagem da Potência Dissipada em Mancais ... 173 A.2 Modelagem da Potência Dissipada no Motor Elétrico ... 176 A.3 Considerações Finais ... 178 APÊNDICE B – PROCEDIMENTO DE OTIMIZAÇÃO DOS SISTEMAS DE SUCÇÃO E DESCARGA DOS COMPRESSORES
... 179 B.1 Algoritmo de Otimização Genético ... 179 B.2 Determinação de Parâmetros da Dinâmica de Válvulas ... 183 B.2 Considerações Finais ... 185 APÊNDICE C – AVALIAÇÕES EXPERIMENTAIS ... 187
C.1 Avaliação de Desempenho dos Compressores ... 187 C.1.1 Bancada Experimental de Ciclo Quente ... 187 C.2 Avaliação de Desempenho do Sistema ... 189 C.2.1 Instrumentação do sistema comercial ... 189 C.3 Análise de Incertezas de Medição ... 190 C.4 Considerações Finais ... 192 D.2 Compressor Rotativo ... 193 APÊNDICE E – PERFIL DE DRENAGEM XL DA NORMA EN16147 ... 195 APÊNDICE F – CURVAS DE SOLUBILIDADE DOS FLUIDOS REFRIGERANTES EM ÓLEO POE ... 197
F.1 Solubilidade do Fluido Refrigerante R134a em POE ... 197 F.2 Solubilidade do Fluido Refrigerante R290 em POE ... 197 APÊNDICE G – ÁREAS EFETIVAS DE ESCOAMENTO E DE FORÇA ADOTADAS NA SIMULAÇÃO DOS COMPRESSORES .
... 199 G.1 Compressor Alternativo ... 199 G.2 Compressor Rotativo ... 200
1 Introdução
O uso de bombas de calor tem se tornado comum em muitos países de clima frio como uma alternativa econômica e menos agressiva ao meio ambiente para aquecimento de água de uso doméstico. Esse panorama está associado ao custo dos combustíveis fósseis, combinado com as iniciativas propostas pelos programas de redução de emissão de dióxido de carbono instituídos mundialmente. Nesse contexto, os países europeus estão dentre os maiores interessados nesse tipo de tecnologia. Estima-se que no ano de 2010 foram consumidos o equivalente a 500 milhões de toneladas de petróleo somente para refrigeração e aquecimento, incluindo o aquecimento de água para uso doméstico na Europa (IEA, 2014a). Devido a essa representatividade, estratégias de aquecimento são muito estudadas, buscando-se maneiras mais econômicas e ecologicamente sustentáveis para suprir essa necessidade, impulsionando o desenvolvimento tecnológico de bombas de calor.
Segundo Sugden (2014), a demanda europeia por esses sistemas tem aumentado nas últimas décadas, mesmo em países de condições climáticas extremamente frias. Embora a eficiência das bombas de calor seja drasticamente penalizada devido às baixas temperaturas externas, o número de unidades de bombas de calor para aquecimento de água tem aumentado expressivamente na última década. Conforme o levantamento realizado por Stignor et al. (2014), na Suécia o número de unidades de bombas de calor adquiridas para uso doméstico foi superior a 10.000 unidades/ano entre 2005 e 2010 e atualmente uma parcela significativa dos aquecedores que utilizam como fonte energética a queima de combustíveis fósseis já foram substituídos por bombas de calor.
Embora haja um apelo ambiental para que se substituam os aquecedores a combustão, essa questão é fortemente influenciada pelo panorama de utilização energética de fonte primária para geração de energia elétrica e as condições econômicas de cada país. Em países da América do Norte por exemplo, essa migração de tecnologia não é tão expressiva quanto na Europa, embora avaliações de viabilidade técnica e econômica, como a de Asaee et al. (2017), apresentem perspectivas
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promissoras. Segundo os autores, a redução de consumo energético e de emissão de gases nocivos no Canadá poderá ser de 36% e 23% respectivamente, caso a utilização de bombas de calor para aquecimento de água substitua as atuais tecnologias empregadas em mais de 70% das residências canadenses.
Dentre as bombas de calor destinadas ao uso doméstico, diferentes arquiteturas são propostas, sendo classificadas em grupos conforme a fonte de calor em que o evaporador está em contato. Essa troca térmica pode ocorrer com o ar (Air Source Heat Pumps – ASHP), com a água (Water Source Heat Pumps – WSHP) ou com o solo (Ground Source Heat Pumps – GSHP). As bombas de calor do tipo WSHP podem utilizar água residual de processos industriais, água residual de esgotos entre outras fontes. A aplicação de GSHP utiliza a energia geotérmica como fonte de calor para o evaporador, que pode ser absorvida utilizando-se um fluido secundário, por exemplo água em um poço, ou a tubulação do evaporador em contato direto com o solo.
Em climas que apresentam temperaturas negativas no inverno, as WSHP e GSHP podem aumentar a capacidade de aquecimento em 24% e o desempenho em 20% quando comparadas com as ASHP nessas mesmas condições (Hepbasli e Kalinci, 2009). Blanco et al. (2013) atribuem essas melhorias em desempenho à redução da razão entre as pressões de condensação e de evaporação. Nesses casos o ambiente em que o evaporador está posicionado está a uma temperatura mais elevada que a do ar exterior, aumentando a pressão de evaporação e reduzindo assim a razão de pressão sob a qual o compressor deve operar.
Embora de melhor desempenho que as bombas de calor ASHP, as bombas de calor WSHP e GSHP apresentam elevado custo e configuração complexa, sendo por isso menos usadas para uso doméstico (Willem et al., 2017). Por esse motivo, a arquitetura de sistema ASHP é adotada na análise da presente tese e, portanto, será apresentada com maior detalhamento a seguir.
1.1 Bombas de Calor para Aquecimento de Água de Uso Doméstico
A Figura 1.1 apresenta um esquema da configuração tradicional utilizada na bomba de calor do tipo ASHP. No reservatório de água
3 ilustrado, a troca de calor entre condensador e a água se dá pelo contato externo entre a tubulação do condensador e a parede do reservatório. No evaporador, a transferência de calor ocorre com o meio externo por convecção forçada com o emprego de um ventilador.
Figura 1.1 – Características constitutivas do sistema de uma bomba de calor por compressão de vapor.
A eficiência do ciclo termodinâmico está diretamente relacionada à eficiência de troca de calor nesses trocadores e à eficiência do compressor, objeto de estudo da presente tese. Embora a representatividade desses sistemas no mercado esteja aumentando, esses compressores são projetados para aplicações de refrigeração, não sendo otimizados para bombas de calor. Os compressores de refrigeração são geralmente otimizados para condições operacionais LBP (Low Back Pressure), no entanto as bombas de calor operam em condições MBP (Medium Back Pressure) ou HBP (High Back Pressure), dependendo da temperatura em que o evaporador está em contato. As temperaturas adotadas como referência para essas condições durante o projeto e desses
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compressores e posteriores testes são baseadas em normas. Para o presente trabalho adota-se a referência da norma ASHRAE para as condições LBP e HBP (ASHRAE, 2010) e para a condição MBP a norma EN 12900 (CEN, 2005). Essas temperaturas estão expostas na Tabela 1.1 e são utilizadas como referência ao longo de toda a tese.
Tabela 1.1 – Temperaturas de referência adotadas para as condições HBP, MBP e LBP. Referência stuvw [ºC] sxyz{ [ºC] s|}w [ºC] s|}~ [ºC] sv~ [ºC] HBP 7,2 54,4 32 46,1 32 MBP -10 45 20 45 32 LBP -23,3 54,4 32 32 32
Além de operar em temperaturas de evaporação mais elevadas, esse tipo de sistema opera com temperaturas de condensação também mais elevadas. Isso se deve à necessidade de fornecer água a temperaturas acima de 55ºC, resultando em temperaturas de descarga mais altas, que podem degradar partes do compressor (Horn e Scharf, 1976). Além disso, as perdas energéticas associadas aos sistemas de sucção e descarga e ao superaquecimento do fluido refrigerante no sistema de sucção desses compressores também são afetadas por essas condições operacionais e devem ser consideradas no projeto.
Atualmente, compressores alternativos e rotativos são empregados em bombas de calor. Embora ambos sejam competitivos nessa aplicação, a variedade de condições operacionais modifica o desempenho desses compressores de maneiras distintas. Outro aspecto a ser considerado é o impacto da alteração de fluido refrigerante no desempenho desses compressores, já que há a necessidade de migrar do atual fluido refrigerante R134a para outro fluido que cause menor impacto ambiental. A próxima seção apresentará as principais características dos compressores utilizados para essa aplicação, evidenciando suas principais diferenças.
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1.2 Compressores de Bombas de Calor Domésticas
Na aplicação de bombas de calor para aquecimento de água de uso doméstico são utilizados compressores alternativos e rotativos devido às condições de operação e capacidade exigida por esses sistemas.
1.2.1 Compressores Alternativos
Os compressores alternativos são formados por uma câmara de compressão, separada das câmaras de sucção e descarga por um sistema de válvulas de palheta, como apresentado na Figura 1.2 (a). Nesses compressores, o processo de sucção inicia a partir do momento em que a pressão na câmara de compressão é menor que a pressão na câmara de sucção, abrindo a válvula e permitindo que o fluido refrigerante entre no cilindro. Quando o pistão reverte seu movimento e a pressão na câmara de compressão aumenta, a válvula de sucção é fechada e o processo de compressão é iniciado. Nesse processo, ocorre um aumento da pressão dentro da câmara de compressão até que a pressão seja suficiente para abrir a válvula de descarga, permitindo que o fluido confinado na câmara de compressão escoe pelo orifício de descarga e para fora do compressor em direção ao condensador.
(a) (b)
Figura 1.2 – Mecanismo de compressão de compressores alternativos. (a) Características constitutivas; (b) Diagrama p-V.
Como pode ser observado no diagrama indicado para o compressor alternativo da Figura 1.2 (b), existem perdas energéticas associadas ao ciclo termodinâmico. A energia desperdiçada no processo de descarga está representada pela região hachurada e identificada por ^̇3$. no
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Essas perdas de energia se devem à restrição imposta ao escoamento pelos orifícios, válvulas e filtros que compõem esses sistemas. Os processos de compressão e expansão também apresentam perdas. A potência efetiva de compressão, ^̇$%%, é diferente da teórica, ^̇PK, devido a transferência de
calor entre as superfícies aquecidas da câmara de compressão e o gás, bem como vazamentos nas folgas pistão-cilindro. Maiores detalhes sobre o funcionamento desse compressor serão apresentados no Capítulo 3, incluindo aspectos inerentes à sua modelagem.
1.2.2 Compressores Rotativos
Os compressores rotativos utilizam o movimento rotacional do eixo para comprimir o fluido refrigerante. Conforme apresentado na Figura 1.3 (a), esse compressor é composto por dois cilindros: um externo que é fixo e outro interno que é móvel, inserido excentricamente dentro do cilindro fixo. O movimento do cilindro interno promove a variação dos volumes das câmaras de compressão e sucção. Esses dois volumes são limitados por duas linhas de contato, sendo uma delas formada entre a palheta e o cilindro interno e a outra entre o cilindro externo e o interno, separados por um filme de óleo.
(a) (b)
Figura 1.3 – Mecanismo de compressão de compressores rotativos. (a) Características constitutivas; (b) Diagrama p-V.
O diagrama indicado desse compressor, representado na Figura 1.3 (b), mostra a presença de perdas energéticas nos processos de sucção e descarga, bem como perdas devido ao calor transferido para o gás pelas paredes dos cilindros e a vazamentos. Uma diferença fundamental desse compressor em relação ao compressor alternativo está no fato de que os processos de sucção e de compressão ocorrem de forma simultânea. Isso é possível porque as câmaras de sucção e de compressão são fisicamente
7 separadas pela palheta e pelo filme de óleo presente na folga entre o pistão rolante e o cilindro. Dessa maneira, não é necessária uma válvula de sucção, reduzindo as perdas no processo de sucção. Outra diferença em relação ao compressor alternativo é o volume morto irrisório existente ao final do processo de compressão, que resulta em maior eficiência volumétrica. O movimento do cilindro interno e a variação de volume das câmaras estão representados na Figura 1.4.
(a)
(b)
Figura 1.4 – Processo do ciclo de compressão do compressor rotativo: (a) Formação da câmara de sucção; (b) Formação da câmara de compressão e processo de
descarga.
O processo de sucção do fluido refrigerante ocorre em giro completo de 360º do eixo, sendo necessários outros 360º de giro para completar o ciclo, formado pelos processos de compressão e descarga. Quando o compressor encerra o processo de sucção, o processo de compressão é iniciado, enquanto em outra câmara tem início o outro processo de sucção. O processo de descarga é análogo ao do compressor alternativo, iniciando após a pressão do gás na câmara de compressão ser maior do que a pressão do ambiente de descarga, o que geralmente ocorre entre as posições 210º e 270º do ciclo. No Capítulo 4 serão fornecidos
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maiores detalhes sobre o compressor rotativo, incluindo aspectos de sua modelagem.
1.3 Objetivos e contribuições
Este capítulo apresentou a motivação recente do uso de bombas de calor para aquecimento de água de uso doméstico, bem como uma descrição de seus elementos básicos. Além disso, foram descritas as características principais de dois tipos de compressores usados em bombas de calor.
O objetivo principal da presente tese é realizar uma análise comparativa entre os desempenhos termodinâmicos de compressores alternativo e rotativo na aplicação de bombas de calor para aquecimento de água de uso doméstico, considerando a interação entre compressor e sistema. Essa análise será realizada para diferentes condições de operação e fluidos refrigerantes, determinando as principais ineficiências de cada tecnologia de compressão.
Com esse objetivo, modelos numéricos serão desenvolvidos para a simulação desses compressores em conjunto com os demais componentes da bomba de calor, sendo ajustados e validados por meio de comparações com dados experimentais.
A partir da revisão da literatura apresentada no Capítulo 2, as seguintes contribuições são propostas:
• Análise comparativa dos desempenhos de compressores alternativo e rotativo em diferentes condições de operação de bombas de calor para aquecimento de água de uso doméstico. • Identificação das principais ineficiências desses compressores e
suas otimizações de forma acoplada ao sistema.
• Análise do desempenho desses compressores operando com substituição de fluido refrigerante sendo proposto para redução de impacto ambiental.
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1.4 Estruturação do Documento
O Capítulo 2 apresenta a revisão de trabalhos realizados sobre o sistema e compressores utilizados para essa aplicação, evidenciando as lacunas existentes na literatura e as contribuições do presente estudo. Na sequência, os Capítulos 3, 4 e 5 descrevem os modelos numéricos do compressor alternativo, do compressor rotativo e da bomba de calor, respectivamente. O Capítulo 6 apresenta os resultados obtidos com os modelos, evidenciando os aspectos positivos e negativos do desempenho de cada compressor, bem como o efeito da otimização de parâmetros construtivos dos compressores sobre a eficiência global do sistema. Finalmente, o Capítulo 7 resume os principais desenvolvimentos e conclusões da tese.
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2 Revisão da Literatura
Os trabalhos que fundamentaram os objetivos traçados para essa tese foram organizados em quatro seções. A primeira seção é composta por trabalhos sobre bombas de calor e a utilização de compressores alternativos e rotativos nas condições típicas da aplicação. A segunda apresenta as análises comparativas entre diferentes mecanismos de compressão disponíveis na literatura. A terceira aborda estudos relacionados aos fluidos refrigerantes indicados para bombas de calor. Finalmente, a quarta seção é dedicada às abordagens utilizadas para a modelagem de bombas de calor. A partir da revisão da literatura, evidenciam-se as lacunas existentes e as contribuições do presente trabalho.
2.1 Bombas de Calor
O uso de bombas de calor para aquecimento de água não é recente, no entanto as dificuldades de instalação e elevados custos de manutenção dificultaram sua consolidação no mercado mundial (Willem et al., 2017). Devido ao avanço tecnológico associado a esses sistemas e o crescente apelo internacional para o uso de tecnologias sustentáveis e de baixo impacto ambiental, observa-se atualmente uma crescente demanda por bombas de calor em diversos países de clima frio (Jakobs, 2014; Asaee et al., 2017; Nawaz et al., 2017a; Willem et al., 2017; Liu et al., 2018). Paralelamente, as normas regulamentadoras têm aumentado o nível de exigência para certificação desses sistemas, promovendo o desenvolvimento de sistemas mais eficientes (IEA, 2014b). Nesse contexto, Willem et al. (2017) e Deutz et al. (2018) apresentam uma extensa revisão sobre o tema, avaliando soluções para a melhoria do desempenho energético, concluindo que há dois caminhos a serem seguidos para se alcançar os níveis requeridos para as certificações atuais: (i) melhorias nas estratégias de controle e (ii) otimização do desempenho termodinâmico dos componentes do sistema.
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Considerando-se as estratégias de controle, Parreira e Parise (1988) investigaram cinco métodos de controle de capacidade para compressores alternativos e seus efeitos na aplicação de bombas de calor: (i) compressores de velocidade variável; (ii) volume morto variável: (iii) by-pass do gás de descarga; (iv) redução de área no orifício de sucção; (v) cut-off da válvula de sucção. Os autores concluíram que os métodos de controle de velocidade e de redução do volume morto proporcionam os maiores benefícios para o desempenho do sistema, mantendo a temperatura de descarga adequada para a aplicação desejada.
Duprez et al. (2008) monitoraram uma bomba de calor para aplicação residencial com potência de aquecimento de até 4,70 kW, operando com um compressor de capacidade variável. Os resultados demonstraram que o sistema de variação de velocidade de rotação estava mal ajustado para as condições de operação do sistema. Após ajustar a capacidade do compressor considerando os perfis de carga térmica adequados para a aplicação, os autores observaram um aumento de 17% no COP do sistema.
Em termos de otimização de desempenho do sistema, a arquitetura adotada é fundamental. Minh et al. (2006) apresentaram uma revisão da literatura sobre diferentes propostas de arquitetura de sistema de bombas de calor e suas particularidades. As arquiteturas investigadas contemplam ejetores e trocadores intermediários entre a linha de líquido e a linha de sucção, compressores com duplo estágio de compressão e injeção de vapor entre os estágios, dentre outros. Todas as arquiteturas apresentaram benefícios como redução de perdas, aumento de desempenho e consequentemente redução do consumo de energia com relação a um ciclo padrão. No entanto, as mudanças associadas a elas, como inserção de separadores ou trocadores de calor intermediários, aumentam o custo do equipamento, sendo necessária uma análise criteriosa para selecionar a melhor opção. Considerando-se esses aspectos, os autores concluem que o uso de compressores com duplo estágio de compressão com injeção de vapor entre os estágios é a arquitetura mais adequada para bombas de calor domésticas, pois apresentou melhorias no desempenho do sistema mantendo-o compacto.
Bertsch e Groll (2008) investigaram sistemas de duplo estágio de compressão e ciclos cascata para bombas de calor. Os autores encontraram arquiteturas usando combinações entre compressores alternativos e rotativos, testando diferentes configurações de sistemas,
13 como intercooler e economizadores, para obter configurações otimizadas para a bomba de calor em diversas condições de evaporação. Os resultados mostraram que o sistema é capaz de operar em temperaturas de evaporação de até -30ºC, fornecendo água aquecida a 50ºC, mantendo o COP do sistema acima de 2,00 em todas as condições. Analogamente, Chua et al. (2010) evidenciam que o COP do sistema pode ser aumentado em até 35% em sistemas de múltiplos estágios.
Em Gang et al. (2011) dois modos de aquecimento, instantâneo e cíclico, foram avaliados experimentalmente. Nesse tipo de bomba de calor, o reservatório e o condensador são separados. O aquecimento instantâneo é caracterizado por um trocador de passagem, em que a água circula apenas uma vez pelo trocador e é armazenado, então, no reservatório, enquanto o modo cíclico consiste em várias passagens pelo trocador. Os autores demonstraram que no modo instantâneo a capacidade de aquecimento é 20% superior, reduzindo o tempo operacional e consequentemente o consumo de energia. Os resultados também mostraram um aumento do COP do sistema de até 24% operando no modo instantâneo de aquecimento em comparação ao regime cíclico.
Apesar dos avanços observados em termos de desempenho do sistema, um problema recorrente desde as primeiras bombas de calor para o aquecimento de água reside no fato dos compressores adotados serem geralmente projetados para condições de refrigeração, não apresentando assim desempenho ótimo em bombas de calor. O desempenho termodinâmico de compressores é afetado devido à variedade de condições de operação em que as bombas de calor são submetidas, sendo necessário mais estudos dedicados para essas condições (Fonseca Jr, 2012; Dongellini et al., 2015; Naldi et al., 2015). Nesse contexto, a próxima seção apresenta uma síntese dos estudos sobre o desempenho de compressores alternativos e rotativos operando nas condições de operação típicas de bombas de calor, buscando evidenciar os esforços que já foram despendidos para o aumento de suas eficiências.
2.1.1 Compressores Alternativos Aplicados em Bombas de Calor Compressores alternativos projetados para aplicações de refrigeração e operando com R22 foram avaliados em condições operacionais de bombas de calor por Horn e Scharf (1976). A degradação do óleo lubrificante e dos anéis de vedação causada pelas altas
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temperaturas de descarga e a elevada razão de pressão entre o condensador e o evaporador, passando de 4 (refrigeradores comuns e condicionadores de ar) para razões maiores que 8 em bombas de calor, são exemplos desses aspectos e evidenciam a necessidade de um projeto específico para a operação em questão.
Squarer et al. (1976) investigaram o efeito de uma série de modificações em compressores alternativos projetados para refrigeração sobre o seu desempenho operando em bombas de calor. Por meio de comparações entre protótipos modificados e o compressor de referência, os autores mostraram que modificações simples como o isolamento da linha de sucção do compressor, por exemplo, podem representar um aumento de desempenho de 5% a 15%. Além disso, os autores também demonstraram que essas melhorias são mais relevantes quanto menor a temperatura de evaporação, condição pertinente às aplicações de bombas de calor.
Fonseca Jr et al. (2012) avaliaram o efeito do superaquecimento, sistema de sucção (direta e indireta) e isolamento térmico tanto do compressor quanto da tubulação de descarga no desempenho de compressores alternativos projetados para refrigeração quando aplicados em bombas de calor. Os resultados demonstram que o efeito de superaquecimento do fluido antes da compressão é benéfico ao compressor nessas aplicações, contanto que o calor não provenha do sistema de descarga. Consequentemente, as configurações que contam com o isolamento da descarga apresentam o melhor desempenho com relação às demais.
Esta seção mostra que poucos trabalhos da literatura investigaram o desempenho de compressores alternativos nas condições de operação de bombas de calor. No entanto, esses poucos estudos evidenciam a necessidade de adequações no projeto de compressores alternativos para desempenho adequado em bombas de calor.
2.1.2 Compressores Rotativos Aplicados em Bombas de Calor A maior parte dos trabalhos sobre compressores rotativos são direcionados ao estudo de vazamentos. Wrede e Kruse (1986) apontam que vazamentos e dificuldades de fabricação são os aspectos que mais limitam o emprego desses compressores. Uma série de configurações geométricas da câmara de compressão e diferentes valores de folga entre
15 o pistão rolante e as paredes internas do cilindro foram avaliadas pelos autores, visando quantificar e reduzir ineficiências. Os resultados demonstram que para capacidades de aquecimento baixas, os compressores alternativos são superiores aos rotativos, devido principalmente ao maior impacto de vazamentos sobre a vazão mássica do compressor rotativo. Uma modelagem para estimar o vazamento de fluido refrigerante na folga entre as câmaras de compressão e de sucção foi realizada por Costa et al. (1990). Os autores consideraram a hipótese de escoamento incompressível de fluido refrigerante misturado ao óleo lubrificante, avaliando o vazamento de refrigerante a partir de dados de sua solubilidade no óleo. No entanto, a partir de visualização experimental do vazamento da mistura, os autores observaram a presença de bolhas de refrigerante no óleo junto à folga mínima. Essa observação demonstrou a necessidade de uma análise mais detalhada do fenômeno com a modelagem do escoamento bifásico na folga.
O emprego de dois estágios de compressão tem se tornado uma solução comum para reduzir o impacto do vazamento em compressores rotativos nesse tipo de aplicação. Heo et al. (2010) utilizaram um compressor rotativo de duplo estágio adicionando um reservatório de separador de líquido ao sistema entre os dois estágios. Desse separador, a parcela de fluido em estado gasoso é injetada em um volume intermediário entre os dois cilindros de compressão, resultando em um aumento de 10% no COP de aquecimento e de 25% na capacidade de aquecimento considerando a temperatura de evaporação de -15ºC, devido ao aumento da vazão mássica.
A transição do estágio de baixa pressão para o estágio de alta pressão foi investigada por Jin et al. (2012). Uma bancada experimental foi desenvolvida considerando o primeiro estágio composto por dois cilindros com velocidade variável, montados em paralelo e consumindo uma potência nominal de 1,5 kW. O segundo estágio continha apenas um cilindro de compressão com 700W de potência nominal. Ambos os estágios podiam operar com frequência máxima de 50 Hz. Entre os dois estágios de compressão foi inserido um volume a fim de avaliar o efeito da variação da pressão de descarga do primeiro estágio no COP do sistema. Os autores demonstraram que a pressão de descarga dos cilindros do primeiro estágio influencia de maneira linear o COP do sistema. Adicionalmente, os autores desenvolveram um modelo numérico capaz
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de prever parâmetros termodinâmicos dessa configuração com um desvio de no máximo 8% em relação aos dados experimentais.
Com o intuito de otimizar compressores de duplo estágio, Heo et al. (2013) desenvolveram e validaram um modelo numérico para simula-los no sistema, obtendo previsões para o desempenho do sistema com erro máximo de 3,9% em relação aos dados experimentais. Shuxue e Guoyuan (2014) apresentaram uma modelagem simplificada baseada nas eficiências volumétrica e isentrópica para compressores rotativos com duplo estágio de compressão, considerando um sistema com injeção de vapor entre o primeiro e segundo estágios de compressão. Os resultados apontaram que o ponto de ótima eficiência do compressor é obtido quando a razão de volume entre os cilindros de alta pressão e de baixa pressão se situa entre 0,65 e 0,78, sendo que o percentual de massa injetada entre os ciclos deve ser entre 15 e 20% da massa a ser comprimida no segundo estágio. Fora dessas faixas os compressores apresentam uma redução abrupta de eficiência.
Wu e Lin (2015) apresentaram uma arquitetura de sistema de duplo estágio de compressão em que a injeção de massa entre o primeiro e segundo estágios é realizada com a fase líquida do fluido refrigerante presente no separador. Esse tipo de técnica reduz a temperatura de descarga, que em muitos casos pode danificar os componentes internos do compressor, e aumenta a capacidade de aquecimento e desempenho dos sistemas devido ao aumento da vazão mássica fornecida pelos compressores.
Considerando os trabalhos descritos nesta seção, percebe-se que vazamentos, baixas temperaturas de evaporação e baixas capacidades são os principais aspectos que reduzem a eficiência de compressores rotativos. A revisão também mostrou que compressores de duplo estágio são amplamente investigados na literatura.
2.2 Análise Comparativa de Compressores
Análises comparativas entre diferentes tipos de compressores são utilizadas a fim de identificar as suas principais fontes de ineficiência, fornecendo informações importantes para as suas otimizações em diferentes aplicações. Nesse sentido, esta seção apresenta uma revisão dos trabalhos sobre avaliações comparativas de diferentes compressores em diversas aplicações, incluindo as bombas de calor. A revisão foi
17 organizada conforme a aplicação (condicionamento de ar, refrigeração e bombas de calor) em função de suas distintas condições de operação.
2.2.1 Condicionamento de ar
Ozu e Itami (1981) compararam a eficiência de compressores alternativos e rotativos nas condições típicas de condicionamento de ar. A partir de dados experimentais, demonstraram que o compressor rotativo apresenta maior eficiência volumétrica e menor perda energética nos sistemas de sucção e descarga. Por outro lado, o compressor rotativo apresentou perdas mecânicas mais elevadas que o compressor alternativo. Kato et al. (1996) avaliaram compressores rotativo e scroll a partir de inventários de perdas associadas ao ciclo de compressão, estabelecendo os limites de operação de cada compressor com diferentes fluidos refrigerantes. Os resultados indicaram que os compressores scroll são mais eficientes que os compressores rotativos para capacidades acima de 8.000 Btu/h operando com os fluidos refrigerantes R22 e R407C, devido principalmente às perdas nos processos de sucção e descarga. Considerando o fluido R410, essa fronteira se desloca para 24.000 Btu/h pois o efeito refrigerante específico desse fluido é maior que dos outros dois, necessitando assim uma menor vazão mássica para atingir a mesma capacidade de refrigeração. Como consequência, as perdas energéticas nos sistemas de sucção e descarga do compressor rotativo diminuem.
Collings et al. (2002) investigaram comparativamente compressores alternativo, rotativo e scroll em aplicações de condicionamento de ar utilizando dióxido de carbono (R744) como fluido refrigerante. A comparação considerou três aspectos: vazamento, transferência de calor dentro do compressor e torque. A transferência de calor foi incluída na análise porque em aplicações com o R744 as temperaturas de descarga são elevadas, podendo degradar alguns componentes do compressor. Nenhum compressor se mostrou superior nos três aspectos de forma simultânea, sendo que o compressor scroll apresentou os maiores vazamentos e o compressor alternativo os maiores torques. O compressor rotativo apresentou um desempenho intermediário em todos os aspectos.
Diniz e Deschamps (2016) compararam compressores rotativos e scroll utilizando o fluido R22. Inventários de perda de massa e energia foram utilizados para comparar o desempenho dos compressores em
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diferentes condições de evaporação e condensação. O desempenho do compressor scroll foi superior à do compressor rotativo apenas nas condições de operação cuja razão de pressão entre descarga e sucção era próxima à sua condição de projeto, demonstrando que esse compressor é mais suscetível a variações nas condições de operação do sistema.
2.2.2 Refrigeração doméstica e comercial
Avaliando compressores para refrigeração doméstica, Gomes (2006) comparou os compressores alternativos, rotativo e scroll, na faixa de capacidades de refrigeração de 60 a 250 W e operando em 50 Hz. A fim de tornar válida a comparação, o projeto dos três tipos de compressor foi otimizado para cada condição. O compressor alternativo apresentou a menor eficiência volumétrica em relação ao compressor scroll devido ao efeito do volume morto. O desempenho do compressor rotativo foi comprometido pelos elevados níveis de vazamento para a faixa de capacidades avaliada.
Gomes e Deschamps (2007) avaliaram numericamente o desempenho de compressores alternativo, rotativo e scroll em condições de refrigeração comercial. Os autores identificaram que para capacidades inferiores a 3 kW os compressores alternativo e rotativo apresentaram melhor desempenho que o compressor scroll, e vice-versa em maiores capacidades. Os autores concluíram que as perdas associadas aos processos de sucção e descarga do compressor alternativo e ao processo de descarga do compressor rotativo são excessivamente elevadas nas maiores capacidades devido ao aumento na vazão mássica, penalizando a desempenho desses compressores.
2.2.3 Bombas de Calor
Wrede e Kruse (1986) realizaram um estudo comparativo entre compressores rotativos e alternativos de capacidade variável utilizados em sistemas para aquecimento de água. Os compressores avaliados possuíam deslocamento volumétrico próximo a 160 cm3/rev operando em rotações entre 1000 e 3000 RPM. Os resultados mostraram que a eficiência mecânica do compressor rotativo em capacidades mais elevadas é superior à do compressor alternativo, chegando a 94%. Por outro lado, o compressor rotativo apresentou uma queda abrupta da
