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I
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE – UFRN CENTRO DE TECNOLOGIA
Programa de Pós-graduação em Engenharia Mecânica
Análise da Eficácia de um Refrigerador Doméstico com Condensador Modificado:
Revestimento com Meio Poroso Dissipativo
Francisco Paulino da Silva
DISSERTAÇÃO DE MESTRADO
Orientador: Prof. Dr. Francisco de Assis Oliveira Fontes
Co-orientador: Prof. Dr. Cleiton Rubens Formiga Barbosa
Natal 2014
II
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO GRANDE DO NORTE – UFRN CENTRO DE TECNOLOGIA
PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA
Análise da Eficácia de um Refrigerador Doméstico com Condensador Modificado:
Revestimento com Meio Poroso Dissipativo
Francisco Paulino da Silva
Dissertação de Mestrado apresentada ao Programa de
Pós-Graduação em Engenharia Mecânica do Centro de
Tecnologia da Universidade Federal do Rio Grande do
Norte, como parte dos requisitos para obtenção do título
de Mestre em Engenharia Mecânica.
Natal 2014
III
UFRN / Biblioteca Central Zila Mamede Catalogação da Publicação na Fonte
Silva, Francisco Paulino da. Análise da eficácia de um refrigerador doméstico com condensador modificado revestimento com meio poroso dissipativo / Francisco Paulino da Silva. – Natal, RN, 2014. 79 f. : il. Orientador: Prof. Dr. Francisco de Assis Oliveira Fontes. Co-orientador: Prof. Dr. Cleiton Rubens Formiga Barbosa Dissertação (Mestrado) – Universidade Federal do Rio Grande do Norte. Centro de Tecnologia. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica. 1. Refrigeração doméstica – Dissertação. 2. Transferência de calor – Dissertação. 3. Coeficiente de eficácia – Dissertação. I. Fontes, Francisco de Assis Oliveira. II. Barbosa, Cleiton Rubens Formiga. II. Universidade Federal do Rio Grande do Norte. III. Título. RN/UF/BCZM CDU 621.56
IV
Folha de Aprovação Silva, Francisco Paulino da
Qualificação da Dissertação de Mestrado apresentada ao
Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica do
Centro de Tecnologia da Universidade Federal do Rio
Grande do Norte, como parte dos requisitos para obtenção
do título de Mestre em Engenharia Mecânica.
Aprovado, setembro de 2014.
Banca examinadora
Prof. Dr. Francisco de Assis Oliveira Fontes – Orientador (UFRN)
Prof. Dr. Cleiton Rubens Formiga Barbosa – (UFRN)
Prof. Dr. Marcos Silva de Aquino. – (UFRN)
Prof. Dr. Caubi Ferreira de Souza Junior – Avaliador externo - (IFRN)
Prof. Dr. Lucio Ângelo de Oliveira Fontes – (UFRN)
Natal 2014
V
PREFÁCIO
PAULINO, Francisco da Silva–Análise experimental do desempenho de um refrigerador
utilizando um condensador revestido com meio poroso evaporativo, sob condições seca e
umidificado por gotejamento d’água, e troca de calor para o meio ambiente por convecção natural
e forçada. Dissertação de Mestrado, Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica,
Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Natal, RN.
VI
DEDICATÓRIA
Dedico esta obra primeiramente a Deus, o engenheiro da grande construção do universo,
À minha mãe, Maria Messias Da Conceição, maior exemplo de amor e perseverança e que hoje
descansa na casa do pai celestial,
À minha esposa, Cristiane da Silva Santos Paulino e aos meus dois filhos,
Felipe Santos da Silva e Moisés Santos Paulino.
VII
AGRADECIMENTOS
O trabalho desenvolvido nesta dissertação só foi possível sua realização graças à colaboração de pessoas que disponibilizaram seu tempo e conhecimento e experiência para apoiar este projeto de doutoramento.
� Ao Professor Dr. Francisco de Assis Oliveira Fontes, pela orientação e apoio científico e suas valiosas críticas que permitiram a realização da presente Dissertação;
� Ao Professor Dr. Cleiton Rubens Formiga Barbosa, pela contribuição e incentivo à pesquisa e total disponibilidade demonstrada ao longo deste trabalho;
� Aos professores do Departamento de Química, que contribuíram com a minha formação acadêmica;
� Ao Professor Marcos Silva de Aquino, pela sua amizade e contribuição e ter aceitado ser examinador interno deste trabalho;
� Ao Professor Dr. Luiz Guilherme Meira de Souza, pela amizade com a qual sempre contar em qualquer momento;
� Aos técnicos do laboratório, Arivaldo, Alves, Manuel e João Batista de Souza pela atenção e ajuda na realização dos experimentos deste trabalho;
� Ao Secretário Luiz Henrique pela paciência e dedicação dispensadas aos alunos do PPGEM;
� Todos os meus familiares, principalmente aos meus Avós, Pai e Mãe: Severino Paulino da Silva e Maria Messias da Conceição (In Memorian), pelo seu apoio no decorrer da minha vida.
� A todos os meus amigos do Programa de Pós-graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal do Rio Grande do Norte (UFRN), pela compreensão, incentivo e encorajamento para continuar a minha formação até chegar ao Doutoramento.
� À Coordenação de Aperfeiçoamento de Pessoal de Nível Superior – CAPES, sem o qual não teria conseguido desenvolvê-la.
VIII
PENSAMENTO
“Todo o futuro da nossa espécie, todo o governo da
sociedade, toda a prosperidade moral e material das nações
dependem da ciência, como a vida do homem depende do ar.
Ora, a ciência é toda observação, toda exatidão, toda verificação
experimental. Perceber os fenômenos, discernir as relações,
comparar as analogias e as dessemelhanças, classificar as
realidades, e induzir as leis, eis a ciência; eis, portanto, o alvo que
a educação deve ter em mira. Espertar na inteligência nascente
as faculdades cujo concurso se requer nesses processos de
descobrir e assimilar a verdade."
Autor:
Rui Barbosa.
IX
RESUMO
Silva, Francisco Paulino da. Análise da Eficácia de um Refrigerador Doméstico com
Condensador Modificado: Revestimento com Meio Poroso Dissipativo
Dissertação de Mestrado – Programa de Pós-Graduação de Engenharia Mecânica, Universidade
Federal do Rio Grande do Norte, Natal – RN, 2013.
Os refrigeradores domésticos de uma maneira geral são compactos e utilizam
configurações simplificadas por razões econômicas. O Coeficiente termodinâmico de
desempenho (COP) está limitado principalmente no projeto do condensador por razões de
dimensões e arranjo (lay-out) do projeto (design) e pelas características climáticas da região onde
vai operar. Vale ressaltar que esta última limitação é muito significativa quando se trata de um
país de extensão continental como o Brasil com condições climáticas diversas. O COP do ciclo
depende fundamentalmente da capacidade de calor dissipada no condensador. Portanto, em
climas quentes como nas regiões nordeste, norte, e centro-oeste a capacidade de dissipar é muito
atenuada em comparação com as regiões sudeste e sul com clima tropical e subtropical quando
comparado com as outras regiões. A dissipação em condensadores compactos para aplicações em
refrigeração doméstica tem sido o foco de diversos estudos, isso devido ao seu impacto na redução
de custos e de consumo de energia, além de um melhor aproveitamento do espaço ocupado pelos
componentes dos sistemas de refrigeração. Este espaço deve ser reduzido ao máximo para
permitir um aumento do volume útil de armazenamento do refrigerador sem alterar as dimensões
externas do produto. Devido ao seu baixo custo de manufatura, condensadores com aletas de
arame sobre tubo continuam como a opção mais vantajosa para a refrigeração doméstica.
Tradicionalmente, tais trocadores de calor são projetados para operar sob convecção natural para
evitar ônus do bombeamento do ar por convecção forçada. No presente trabalho, é proposta uma
melhoria no condensador convectivo original, alterando o mesmo para um mecanismo de
transferência combinado, em série, sendo o mecanismo de troca entre os tubos e aletas de arame
para um meio poroso úmido praticamente por condução até a superfície externa do meio poroso
e então por convecção para o meio ambiente. O meio poroso utilizado no revestimento foi
composto de uma argamassa de gesso impregnada sobre uma malha de fibra celulósica natural
moldada sobre a estrutura tubular aramada original do condensador, sendo seca e depois calcinada
para maior adesão e aumento da porosidade. A configuração proposta foi instalada no sistema de
refrigeração doméstica (bebedouro) e testada nas mesmas condições da configuração original. Foi
X
ainda, avaliada na condição seca e umidificada por gotejamento d’água sob convecção natural e
sob convecção forçada com uso de um eletro-ventilador (fancoil). Os ensaios foram realizados
para a mesma carga de refrigerante 134-a e sob a mesma carga térmica de resfriamento. O
desempenho da configuração com condensador modificado e sob umidificação e convecção
natural apresentou uma melhora no COP de cerca de 72% quando comparada à configuração
original.
Palavras Chaves: refrigeração doméstica, transferência de calor, coeficiente de eficácia
XI
ABSTRACT
Silva, Francisco Paulino da. Análise da Eficácia de um Refrigerador Doméstico com
Condensador Modificado: Revestimento com Meio Poroso dissipativo
The development of home refrigerators generally are compact and economic reasons for
using simplified configuration. The thermodynamic coefficient of performance ( COP ) is limited
mainly in the condenser design for reasons of size and arrangement ( layout ) of the project (
design ) and climatic characteristics of the region where it will operate. It is noteworthy that this
latter limitation is very significant when it comes to a country of continental size like Brazil with
diverse climatic conditions. The COP of the cycle depends crucially on the ability of heat
dissipated in the condenser. So in hot climates like the northeast, north, and west-central dispel
ability is highly attenuated compared to the south and southeast regions with tropical or
subtropical climates when compared with other regions. The dissipation in compact capacitors
for applications in domestic refrigeration has been the focus of several studies, that due to its
impact on reducing costs and power consumption, and better use of the space occupied by the
components of refrigeration systems. This space should be kept to a minimum to allow an increase
in the useful storage volume of refrigerator without changing the external dimensions of the
product. Due to its low cost manufacturing, wire on tube condensers continue to be the most
advantageous option for domestic refrigeration. Traditionally, these heat exchangers are designed
to operate under natural convection. Not always, the benefits of greater compactness of capacitors
for forced outweigh the burden of pumping air through the external heat exchanger. In this work
we propose an improvement in convective condenser changing it to a transfer mechanism
combined in series with conductive pipes and wire to a moist convective porous medium and the
porous medium to the environment. The porous media used in the coating was composed of a
gypsum plaster impregnated fiber about a mesh of natural cellulosic molded tubular wire mesh
about the original structure of the condenser , and then dried and calcined to greater adherence
and increased porosity. The proposed configuration was installed in domestic refrigeration system
( trough ) and tested under the same conditions of the original configuration . Was also evaluated
in the dry condition and humidified drip water under natural and forced with an electro - fan ( fan
coil ) convection. Assays were performed for the same 134- refrigerant charge e under the same
thermal cooling load. The performance was evaluated in various configurations, showing an
improvement of about 72 % compared with the original configuration proposed in humidification
and natural convection.
XII
Keywords: performance coefficient, domestic refrigeration, heat transfer
XIII
SUMÁRIO
1 Introdução.............................................................................................................. 01 2 Revisão bibliográfica............................................................................................. 03 2.1 Estado da arte......................................................................................................... 03 2.2 Refrigeração........................................................................................................... 09 2.2.1 Histórico................................................................................................................ 09 2.2.2 Ciclo básico teórico............................................................................................... 09 2.2.3 Ciclo Básico Real.................................................................................................. 11 2.2.4 Trocadores de Calor............................................................................................... 12 a) Condensadores....................................................................................................... 12 O processo de condensação................................................................................... 12 Tipos de condensadores......................................................................................... 14 2.2.5 Balanço de energia para o ciclo............................................................................. 20 a) Capacidade frigorífica do ciclo ( Qo ).................................................................... 20 b) Potência teórica do compressor ( Wc)................................................................... 21 c) Fluxo de calor rejeitado no condensador .............................................................. 22 d) Válvula de expansão............................................................................................. 23 e) Coeficiente de eficácia do ciclo (COP)................................................................. 23 2.2.6 Parâmetros que influenciam a eficácia (COP)....................................................... 24 a) Influência da temperatura de vaporização............................................................. 24 b) Influência da temperatura de condensação.......................................................... 26 c) Influência do sub-resfriamento do líquido............................................................. 27 d) Influência do superaquecimento útil...................................................................... 28 2.2.7 Considerações Sobre Fluidos Refrigerantes......................................................... 30 a) Características e Propriedades dos Fluidos Refrigerantes..................................... 31 b) Refrigerante R- 134ª.............................................................................................. 32 c) Classificação dos Fluidos Refrigerantes................................................................ 33 3 PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL................................................................ 34 3.1 Descrição da Bancada Experimental..................................................................... 34 3.1.1 Procedimento de Revestimento Poroso: Condensador Modificado...................... 35 3.1.2 Determinação da Área de Transferência de Calor................................................ 36 3.1.3 Mecanismos de Transferência de Calor no Condensado...................................... 37 3.2 Descrição dos Equipamentos e Instrumentação.................................................... 39 3.3 Descrição do Procedimento Experimental............................................................ 42 3.4 Parâmetros Medidos e Calculados......................................................................... 43 4 RESULTADOS E DISCUSSÃO.......................................................................... 45 4.1 Configuração Original com Convecção Forçada e com Convecção Natural........ 45 4.2 Análise Comparativa entre as Configurações Ensaiadas....................................... 48 5 CONCLUSÕES E SUGESTÕES.......................................................................... 52 5.1 Conclusões............................................................................................................ 52 5.2 Sugestões para trabalhos futuros.......................................................................... 53 Referências Bibliográficas................................................................................... 54 Apêndices............................................................................................................. 58
XIV
Figuras
Figura 2.1 Ciclo Teórico Simples de refrigeração por compressão de vapor ................... 10 Figura 2.2 Esquema do sistema de refrigeração com os equipamentos básicos................ 10 Figura 2.3 Diferença entre o ciclo real e o teórico.............................................................. 11 Figura 2.4 Dessuperaquecimento em um ciclo de refrigeração.......................................... 13 Figura 2.5 Condensação em um ciclo de refrigeração........................................................ 13 Figura 2.6 Sub-resfriamento em um ciclo de refrigeração................................................. 14 Figura 2.7 Condensador casco e tubo.................................................................................. 16 Figura 2.8 Condensador de serpentina e casco................................................................... 16 Figura 2.9 Condensador de tubos duplos............................................................................ 17 Figura 2.10 Esquema de um condensador atmosférico........................................................ 18 Figura 2.11 Condensador e seus esquemas evaporativos..................................................... 19 Figura 2.12 Condensadores resfriados a ar........................................................................... 20 Figura 2.13 Volume de controle aplicado ao evaporador e a indicação do processo 4.1 no
diagrama de Mollier p-h.................................................................................... 21
Figura 2.14 Processo de compressão isoentrópico no compressor....................................... 22 Figura 2.15 Volume de controle sobre o condensador e sua representação no diagrama de
Mollier............................................................................................................... 22
Figura 2.16 Volume de controle sobre a válvula de expansão e sua representação no diagrama de Mollier...........................................................................................
23
Figura 2.17 Influência da temperatura de vaporização no coeficiente de eficácia do ciclo (β).......................................................................................................................
25
Figura 2.18 Influência da temperatura de condensação no coeficiente de eficácia do ciclo (β) ....................................................................................................................
26
Figura 2.19 Influência do sub-resfriamento do líquido no coeficiente de eficácia do ciclo (β) .....................................................................................................................
28
Figura 2.20 Influência do superaquecimento no coeficiente de eficácia do ciclo (β) ...........................................................................................................................
29
Figura 3.1 Esquema da bancada experimental.................................................................... 34 Figura 3.2 Condensador original e modificado (revestimento poroso).............................. 35 Figura 3.3 Forno elétrico de sinterização............................................................................ 36 Figura 3.4 Modelo da transferência de calor no condensador original.............................. 37 Figura 3.5 Modelo da transferência de calor no condensador modificado (revestimento
poroso)............................................................................................................... 38
Figura 3.6 Bancada experimental de ensaios...................................................................... 40
Figura 3.7 Esquema representativo do abastecimento de água para o sistema evaporativo.........................................................................................................
40
Figura 3.8 Manômetros de alta e baixa pressão ................................................................. 41 Figura 3.9 Controlador de temperatura do reservatório de água (evaporador) ................. 41 Figura 3.10 Analisador de temperatura e multímetro........................................................... 41 Figura 3.11 Diagrama das configurações experimentais ensaiadas...................................... 42
Gráficos
XV
Gráfico 4.1 Condensador Original: Convecção Natural e Forçada ................................. 46 Gráfico 4.2 Condensador Modificado Seco: Convecção Natural e Forçada ................... 47 Gráfico 4.3 Condensador Modificado e Úmido: Convecção Natural e Forçada ............. 47 Gráfico 4.4 Pressão condensador (Pc) e Evaporador (Pe)................................................ 50
Gráfico 4.5 Diagrama p x h do ciclo de refrigeração de Moller real .............................. 51
Gráfico 4.6 Diagrama p x h do ciclo de refrigeração de Moller ideal ............................ 51
Tabelas
Tabela 4.1 Temperatura: Evaporador T1 entrada (Ee) e T2 saída (Es), Condensador
T3 (Ce) e T4 saída (Cs), T5 Compressor (Cpe), Tempo médio de
refriamento por batelada (∆tm)......................................................................
48
Tabela 4.2 Pressões de operação para diferentes configurações do condensador ......... 49
Tabela 4.3 Análise para diferentes configurações do condensador do COP ................. 50
Siglas e Símbolos
XVI
Qo - Capacidade frigorífica
Mf - Fluxo de massa do refrigerante h1 - Entalpia específica na sucção do compressor h2 - Entalpia específica na entrada do condensador h3 - Entalpia específica na entrada da válvula de expansão h4 - Entalpia na entrada do evaporador To -Temperatura do evaporador Tc -Temperatura do condensador
Kq/s - Quilograma por segundo S - Entropia
EF - Efeito frigorífico Kj - Quilo joule Wc - Potencia teórica do compressor KW - Quilo watt Qc - Capacidade de rejeição de calor pelo condensador
COP - Coeficiente de eficácia Rt - Resistência total ∆T - Variação de temperatura I - Corrente Elétrica no motor do compressor (Ampere) V - Tensão Elétrica no motor do compressor (Volts)
�á��� - Volume de água de uma batelada ⍴�. � - Produto da densidade pela entalpia da água na temperatura inicial ⍴�. � - Produto da densidade pela entalpia da água na temperatura final
1
CAPÍTULO 1 – INTRODUÇÃO
1. INTRODUÇÃO
A eficiência de sistemas de refrigeração depende de várias influências e fatores, os quais
podem ser melhorados. Entretanto, é o condensador a parte mais crítica, pois é neste onde ocorre
o descarte de calor para a fonte fria (ou seja, o meio ambiente). O sistema de refrigeração é
dimensionado para uma determinada condição de dissipação nominal, mas de fato o aparelho de
refrigeração será utilizado em condições muito variadas de acordo com a localizada geográfica,
onde o mesmo vai operar. Desta forma, nos últimos anos com o objetivo de melhorar o
desempenho desse componente e melhorar o coeficiente de eficácia dos refrigeradores muitos
estudos para aprimoramento têm sido desenvolvidos, focando reduzir área de troca de calor e o
peso desse componente e pluralizar a sua aplicação para diversas condições de clima.
Condensadores são equipamentos destinados ao trabalho de rejeição de calor absorvidos
nos evaporadores, somado à taxa de calor transferida durante o processo de compressão, para o
meio ambiente para que ocorra o ciclo de refrigeração por compressão de vapor. As condições
operacionais implicam diretamente no coeficiente de performance (COP) desses ciclos, onde as
temperaturas de condensação e de evaporação do fluído refrigerante exercem grande influência,
juntamente com a eficiência do compressor.
O estudo de equipamentos relacionados à condensação em sistemas de refrigeração por
compressão de vapor, principalmente àqueles que operam com fluidos refrigerantes R134a,
mostra-se bastante interessante visto que condensadores com melhores desempenhos podem
promover equipamentos com menores custos de fabricação e operacionais. Desta forma, foi
despertada a motivação focada no estudo deste componente do ciclo de refrigeração.
Os condensadores utilizados em sistemas de maior capacidade operam em locais com
disponibilidade de água, o que favorece a melhoria da dissipação do calor como nas unidades com
condensadores evaporativos, o que não é comum em equipamentos de aplicação doméstica de
pequeno porte.
Muitas dificuldades para análise em campo destes condensadores são devido às grandes
variações sofridas pelos sistemas em funcionamento, decorrentes da atuação do mecanismo de
2
controle, sobretudo os níveis de vasos tais como separadores de líquido. Outro agravante são as
variações climáticas tais como rajada de ventos responsáveis pelo agravante da incerteza, durante
as medições de velocidade do ar. Além disso, o porte destes equipamentos torna a medição
bastante demorada fazendo com que as alterações climáticas acarretem condições de medição
diferentes para uma mesma série de dados.
A avaliação por meio de mecânica dos fluídos computacional (CFE) torna-se uma
alternativa bastante útil, principalmente para caracterização do escoamento. Este tipo de estudo,
no entanto, só é possível quando os dados provenientes de medições experimentais que possibilita
a validação dos modelos computacionais criados. Desta forma, a análise experimental
considerando as diversas condições de operação de acordo com a localização geográfica e
condições climáticas continuam sendo importantes para consolidar a compreensão e otimização
do desempenho destes sistemas.
O objetivo do presente trabalho é uma proposta de melhoria no condensador convectivo
original, alterando o mesmo para um mecanismo de transferência combinado, em série, sendo
condutivo dos tubos e arame para um meio poroso úmido e convectivo do meio poroso para o
ambiente. O meio poroso utilizado no revestimento foi composto de uma argamassa de gesso
impregnada sobre uma malha de fibra celulósica natural moldada sobre a estrutura tubular
aramada original do condensador, sendo seca e depois calcinada para maior adesão e aumento da
porosidade. Contribuindo com a melhora do coeficiente de desempenho do ciclo de refrigeração.
O resultado é um trocador de calor que possua alta capacidade de troca de calor para o mesmo
volume ocupado. Foram quantificadas e relatadas as diversas configurações considerando o meio
poroso seco e umidificado e o efeito da convecção natural e forçada sobre o condensador.
Essa dissertação foi estruturada para demonstrar a importância da modificação sugerida e
o protótipo desenvolvido no presente trabalho: O Capítulo 1 mostra uma breve introdução do
tema abordado, evidenciando a importância e motivação do trabalho, objetivos e estruturação do
trabalho; O Capítulo 2 trata da revisão bibliográfica que respalda a presente dissertação; O
Capítulo 3 demonstra o experimento, métodos e equipamentos utilizados; O Capítulo 4 apresenta
os resultados e a discussão destes; No Capítulo 5 encontram-se as conclusões da investigação e
as sugestões para trabalhos futuros.
3
CAPÍTULO 2 – REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
2.1 –Estado da Arte
O Brasil possui cerca de dois terços de seu território situado na faixa tropical do planeta,
onde predominam altas temperaturas do ar, em virtude da elevada radiação solar existente, A
temperatura média do ar situa-se acima dos 20ºC, sendo que a temperatura máxima se encontra
acima dos 30 oC em grande parte do ano, atingindo, muitas vezes, valores entre 30oC e 38oC
(TITTO 1998 e APOUD REÍSSA, 2008).
O sistema de resfriamento adiabático evaporativo (SRAE) tem se expandido rapidamente
em climas quentes, devido à sua simplicidade técnica, praticidade e relação custo: benefício
favorável, resultando na sua aceitação por muitos brasileiros (LINET AL,1998).
Diante deste contexto, BROWN (1997), desenvolveu a aplicação do resfriamento
evaporativo no projeto de um laboratório de elevada carga térmica, para economizar energia e
melhorar a qualidade do ar no recinto sem provocar agressão ao meio ambiente. Dessa maneira,
foi descrito todo o sistema de VAAC (ventilação aquecimento e ar condicionado), incluindo o
resfriamento evaporativo no projeto, e em seguida comparando-o aos sistemas convencionais.
Constatou-se no caso específico desse projeto, uma redução no consumo anual de energia
elétrica de 15,1% para o sistema direto e 38,6% para o sistema indireto, quando comparados com
os sistemas tradicionais de refrigeração e ventilação.
Um dado sistema de refrigeração necessita de uma certa quantidade de energia (em forma
de trabalho) com o objetivo de iniciar o ciclo frigorífico, conseguido com isto, a retirada de
energia (em forma de calor) da sua vizinhança. Em condições de uso reais, a parcela de energia
rejeitada para o meio ambiente é maior que a parcela de energia retirada do espaço refrigerado. A
partir destes fatores, torna-se interessante alterar parâmetros do sistema, aumentando seu
coeficiente de eficácia e consequentemente, diminuindo gastos com energia elétrica. Sistemas de
refrigeração com oito ou mais horas de uso diário contínuo, mostram-se ineficientes por falhas
no projeto, execução, ou ainda, por falta de manutenção adequada. Tanto em um caso como em
4
outro, a percepção do usuário é à eficiência no consumo energético. A economia de energia é
parte propiciada pela otimização do desempenho dos equipamentos como resultado de uma
racionalização e de técnicas de controle aplicadas a estes sistemas (MORENO GARCIA, 2006).
De acordo com CAMARGO (2009) a busca pelo resfriamento e por condições adequadas
de temperatura datam desde a pré-história da humanidade. Os efeitos do resfriamento evaporativo
são observados próximos a cachoeiras, onde ocorre o processo de resfriamento do ar pela
passagem do vento e evaporação da água. Desde aproximadamente a 2500 A.C. no antigo Egito,
onde foram registrados em afrescos desenhos de escravos utilizando jarras de água para resfriar
os cômodos da realeza. No mesmo local também foram utilizados métodos de resfriamento
evaporativo, como o uso de potes porosos contendo água, piscinas e rampas com lâminas d’água,
tudo com o objetivo de tornar a temperatura interna mais agradável.
De acordo com Bruno, 2006, os sistemas de condensação alimentados por água, são os
principais dentre os sistemas utilizados nos equipamentos de refrigeração de grande capacidade
onde as vantagens de menor consumo e de operação estável se sobrepõe as desvantagens de
manutenção dos condensadores como de tratamento e reposição da água.
Conforme relatado por ZALEWSKI E GRYGLASZEWKI, 1997, condensadores
evaporativos podem substituir sistemas de condensação compostos pela combinação de um
trocador de calor casco e tubo e uma torre de resfriamento. Em comparação com este sistema,
condensadores evaporativos são caracterizados por um menor custo de investimento e operação,
como também um uso mais econômico de materiais e espaço. Estando de acordo com a ASHRAE,
2006, resfriamento evaporativo é geralmente a escolha mais viável e econômica para o
resfriamento de ciclo fechado quando um suprimento adequado de água está disponível a um
custo aceitável de maneira à atender a demanda de água de reposição do sistema.
Segundo, Danni2006, o desenvolvimento lógico da combinação de um dispositivo
trocador de calor com uma torre de resfriamento é o conjunto resfriador evaporativo que utiliza o
processo de resfriamento de água, o que é característica das torres de resfriamento, colaborando
para resfriar o fruído utilizado no processo durante o percurso dentro do trocador de calor.
De acordo com MORENO GARCIA (2006) o ciclo de refrigeração por compressão pode
ser estudado em conformidade às características termodinâmicas de seus equipamentos em
5
estudo. Resumidamente, o ciclo inicia-se com o fluido refrigerante que é comprimido no
compressor no estado de vapor superaquecido, onde a pressão de trabalho, paralela a sua
temperatura são aumentadas seguindo, posteriormente, em direção ao condensador. Neste, por
sua vez, o calor que foi ganho durante o processo de compressão somado àquele retirado do
ambiente refrigerado é rejeitado para o meio exterior, ocasionando assim o resfriamento do fluido
e a consequente mudança da fase vapor para líquida. Deixando o condensador, no estado de
líquido sub-resfriado, o fluido segue para o dispositivo de expansão (no caso, a válvula de
expansão 14° CREEM. FEMEC/UFU, Uberlândia-MG, 2007.2 termostática) onde ocorre uma
brusca queda de pressão, sendo responsável também pela queda da temperatura, passando logo a
seguir pelo dispositivo de evaporação responsável pela absorção de calor do meio a ser resfriado
causando o efeito frigorífico. O fluido de trabalho, responsável então, pela mudança de fase
(líquido-vapor) saindo deste como vapor superaquecido, para retornar ao compressor, iniciando
novamente o ciclo.
Resultados semelhantes foram obtidos por CASTRO E PIMENTA (2004) que
demonstram modelagem matemática e simulação de sistemas de painéis evaporativos diretos,
comparando curvas experimentais fornecidas por fabricantes com as estimativas dadas pelo
modelo matemático e obtendo êxito neste aspecto.
MASSIERO (2006) já avança nesses estudos efetuando comparativo entre um sistema de
resfriamento evaporativo e um sistema de condicionador de ar tradicional em células teste
idênticas levantando as vantagens e desvantagens no uso da primeira alternativa. Em vista do
crescente uso de sistemas de resfriamento evaporativo no Brasil, tanto em pesquisas, quanto em
aplicações CAROSSI (2006) desenvolve um estudo do potencial de aplicação destes sistemas em
território nacional através de mapas climáticos e modelos matemáticos. Regionaliza cada estado
do país e indicando os meses do ano em que o uso de tais sistemas se torna mais atraente por
proporcionar condições climáticas dentro de parâmetros adequados de conforto térmico.
A elevação contínua dos custos da energia elétrica e a contínua ênfase na necessidade de
conservação da energia estão direcionando os trabalhos de pesquisa para o desenvolvimento de
novas tecnologias que sejam economicamente viáveis em novos sistemas de Refrigeração e Ar
Condicionado (BORJA, 2006). É interessante observar que a contínua evolução das estratégias
de controle tem proporcionado grandes avanços que podem ser aplicados a sistemas de
refrigeração. Já é, até então, utilizado em alguns sistemas de refrigeração a variação da rotação
6
do compressor. Os resultados da variação deste parâmetro já foram confirmados
experimentalmente por MORENO GARCIA (2006). Neste estudo diz que o melhor desempenho
energético foi obtido quando a velocidade do compressor scroll variou, o que ocorreu,
basicamente devido à eficiência global do sistema e também pela menor relação de compressão à
medida que a velocidade do compressor diminui.
NIENCHESKI, 2010, desenvolveu suas pesquisas utilizando se de uma bancada
experimental para um sistema de condensação evaporativa. Seu trabalho tinha como base a
verificação do balanço calorimétrico entre o vaporizador e o condensador evaporativo. Para tanto
realizou seções de medições variando sistematicamente as grandezas de entrada do sistema. Os
balanços térmicos desenvolvidos serviram para concluir que o sistema opera com perda de calor
praticamente desprezível, confirmando o perfil adiabático da bancada de testes, mostrando serem
desprezíveis as perdas de calor para o ambiente.
No trabalho de NAKALSKIET AL, (2006) são comparados dois modelos anteriormente
implementados por CAETANO (2005), para representar a transferência de calor e a efetividade
de um condensador do tipo evaporativo. O modelo usado por Caetano (2005) apresentou um
menor erro relativo em relação aos dados experimentais, isto se deve ao fato de que o modelo é
dependente de cinco parâmetros de ajustes, enquanto o outro de apenas dois.
SARKER ET AL. (2008) fizeram estudos experimentais em um refreador evaporativo
com capacidade de 136 KW com água circulando na serpentina. Foi estudada a capacidade do
equipamento e a queda de pressão em relação a diversas variáveis. Através de um sistema de
recirculação do ar úmido da saída do condensador, a condição do ar de entrada do equipamento
pôde ser controlada. O desempenho obtido no estudo experimental estava de acordo com as
especificações e os resultados podem servir como parâmetros básicos para projetos de
equipamentos deste tipo.
O objetivo principal de um critério de otimização proposto para um trocador de calor é
determinar a melhor configuração que maximiza o desempenho de acordo com uma função objetivo
desejada.
A configuração geométrica ótima de um dado trocador de calor pode ser alcançada de alguns
modos que dependem do nível de detalhes com que os parâmetros do sistema térmico onde o trocador
7
de calor está inserido são contabilizados na função objetivo e nas restrições impostas ao modelo (Pira
et al., 2000). Assim, uma configuração dita ótima para um evaporador a qual é obtida com base apenas
na maximização da relação entre a taxa de transferência de calor e a potência de bombeamento do
ventilador pode não ser a configuração desejada no âmbito do sistema, ou seja, aquela que proporciona
o mais alto COP (Waltrich, 2008).
Pira et al. (2000) realizaram um trabalho de otimização de trocadores de calor aplicados a
sistemas de condicionamento de ar. Uma análise de otimização do evaporador e do condensador foram
realizadas, para quatro categorias de critérios de otimização. Dois dos critérios adotados levaram em
conta os parâmetros geométricos dos trocadores de calor, sendo portanto mais indicados nas análises
comparativas entre trocadores individualmente, e os outros dois levam em conta o impacto da alteração
da geometria do condensador e do evaporador sobre a eficiência do sistema, sendo mais bem utilizados
como uma ferramenta de projeto para o sistema e/ou trocadores de calor.
Nos artigos de Zimparov (2000) e Zimparov (2001), o autor desenvolveu baseado no teorema
de produção de entropia, critérios de avaliação de desempenho para superfícies que promovem uma
maior transferência de calor de modo a incluir o efeito da variação de temperatura do fluido ao longo
do comprimento de um trocador de calor tubular. Ambas as condições de contorno de temperatura
constante e fluxo de calor constante foram avaliadas. A análise desse tratamento foi feita observando
a transferência de calor e queda depressão em dez tubos espirais, achando uma razão ótima entre altura
diâmetro do trocador de calor de 0,04.
Yilmazet al. (2001) mostraram alguns critérios de otimização baseados na segunda lei da
termodinâmica para avaliar a performance de trocadores de calor, discutindo primeiramente a
necessidade de um projeto sistemático utilizando esse tipo de estudo, para em seguida classificar os
PEC baseados na entropia e na energia. Os autores mostram como os PEC dessas duas classes podem
ser relacionados entre si, citando a importância da utilização desses critérios em trocadores de calor.
Shah e Sekulić (2003) e Webb e Kim (2005) apresentam uma revisão geral de critérios de
avaliação de desempenho (PEC, do inglês Performance Evaluation Criteria) para superfícies de troca
de calor e trocadores de calor com e sem mudança de fase . Bejan (1982, 1996) demonstrou o uso do
método de minimização da geração de entropia (EGM, do inglês Entropy Generation Minimization)
para otimização de diferentes dispositivos e sistemas, incluindo trocadores de calor.
8
Yilmazet al. (2005) apresentaram uma visão global dos PEC baseados na primeira lei da
termodinâmica referentes somente a trocadores de calor. Aproximadamente 100 PEC são mostrados e
revisados, onde os autores mostraram como muitos dos PEC são relacionados entre si. De acordo com
os autores, a seleção do critério de otimização depende muito dos objetivos que devem ser alcançado
se das restrições impostas, não existindo nenhuma regra geral na escolha. Algumas recomendações
foram sugeridas para a seleção, mostrando os seguintes aspectos: (i) tipo de escoamento; (ii) tipos de
superfícies a serem comparadas; (iii) restrições; (iv) função objetivo; (v)tipo do trocador de calor e (vi)
considerações sobre o custo.
Khan e Yovanovich (2007) aplicaram o método de minimização de geração de entropia para
estudar as perdas termodinâmicas causadas pela transferência de calor e queda de pressão em um
escoamento de ar em um dissipador de calor de pinos cilíndricos considerando o efeito do escoamento
ser desviado para uma região deby-pass. Arranjos em linha e desencontrados foram estudados e suas
performances relativas foram comparadas para as mesmas condições térmicas e hidráulicas, mostrando
os efeitos que o by-pass causa no desempenho global do trocador de calor.
Waltrich (2008) apresentou uma revisão bibliográfica sobre metodologias de otimização
aplicadas a sistemas de refrigeração, dando ênfase em trabalhos sobre trocadores de calor. Estudos de
otimização foram feitos nos evaporadores de fluxo acelerado desenvolvidos para o trabalho,
verificando um grande potencial para a aplicação em refrigeração doméstica, chegando a resultados
expressivos devido a aceleração desenvolvida no fluido. Acoplando o evaporador com o sistema, foi
obtido resultados que permitiam uma redução de massa do evaporador de 40%, com uma redução no
COP do sistema de apenas 1%.
9
2.2-REFRIGERAÇÃO
2.2.1- Histórico
O emprego dos meios de refrigeração já era do conhecimento humano mesmo na época das
mais antigas civilizações. A civilização chinesa usava o gelo natural (colhido nas superfícies dos
rios e lagos congelados e conservado com grandes cuidados, em poços cobertos com palha e
cavados na terra) com a finalidade de conservar o chá que consumiam.
As civilizações gregas e romanas também aproveitavam o gelo colhido no alto das
montanhas, a custo do braço escravo, para o preparo de bebidas e alimentos gelados. A civilização
egípcia não dispunham de gelo natural e refrescava a água por evaporação, usando vasos de barro.
O barro, sendo poroso, deixa passar um pouco da água contida no seu interior, a evaporação desta
para o ambiente faz baixar a temperatura do sistema.
Estudos realizados comprovaram que a contínua reprodução das bactérias podia ser
impedida em muitos casos ou pelo menos limitada pela aplicação do frio, i.e., baixando
suficientemente a temperatura do ambiente em que os mesmos proliferam. Essas conclusões
provocaram, no século XVIII, uma grande expansão da indústria do gelo. Entretanto, o uso do
gelo natural trazia consigo uma série de inconvenientes que prejudicavam seriamente o
desenvolvimento da refrigeração, tornando-a de valia relativamente pequena. Por este motivo,
engenheiros e pesquisadores voltaram-se para a busca de meios e processos que permitissem a
obtenção artificial de gelo, liberando o homem da dependência da natureza. Em conseqüência
desses estudos, em 1834 foi inventado, nos Estados Unidos, o primeiro sistema mecânico de
fabricação de gelo artificial e, que constituiu a base precursora dos atuais sistemas de compressão
frigorífica.
Em 1855, surgiu na Alemanha um outro tipo de mecanismo para a fabricação do gelo
artificial, este, baseado no princípio da absorção, descoberto em 1824 pelo físico e químico inglês
Michael Faraday.
2.2.2 Ciclo Básico Teórico
Um ciclo térmico real qualquer deveria ter para comparação o ciclo de Carnot, por ser este
o ciclo de maior rendimento térmico. Entretanto, dado as peculiaridades do ciclo de refrigeração
por compressão de vapor definiu-se um outro ideal em que o ciclo real mais se aproxima, e
10
portanto, torna-se mais fácil comparar o ciclo real com este ciclo ideal. Este ciclo ideal é aquele
que terá melhor eficácia operando nas mesmas condições do ciclo real.
O ciclo teórico simples de refrigeração por compressão de vapor é mostrado na Figura 2.1
construído sobre um diagrama de Mollier no plano P-h. A Figura 2.2 representa o esquema
básico com os componentes principais de um sistema frigorífico suficientes, teoricamente, para
obter o ciclo.
Os dispositivos indicados na Figura 2.1 representam genericamente qualquer equipamento
que consiga realizar o processo específico.
Figura 2.1 - Ciclo Teórico Simples de Refrigeração por Compressão de Vapor
Figura 2.2 - Esquema do Sistema de Refrigeração com os Equipamentos Básicos
Os processos termodinâmicos que constituem o ciclo teórico, em seus respectivos
equipamentos são:
11
a) Processos 1-2, que ocorre no compressor (que pode ser um compressor alternativo,
centrífugo de parafuso etc.) é um processo adiabático reversível, e neste caso, a compressão
ocorre, então, a entropia (S) constante, ou seja, S1=S2, como mostra a Figura 2.1. O refrigerante
entra no compressor à pressão do evaporador (P0) e com título X=1. O refrigerante é então
comprimido até atingir a pressão de condensação, e neste estado, ele está superaquecido com
temperatura T2, que é maior que a temperatura de condensação (TC).
b)Processo 2-3, que ocorre no condensador (que pode ser condensação a água ou ar, em
convecção forçada ou natural), é um processo de rejeição de calor do refrigerante par ao meio de
resfriamento desde a temperatura T2 de saída do compressor até a temperatura de condensação
(TC) e a seguir rejeição de calor na temperatura TC até que todo vapor tenha-se tornado líquido
saturado na pressão de condensação (Pc).
c)Processo 3-4, que ocorre na válvula de expansão, é uma expansão irreversível a entalpia
constante desde a pressão Pc e líquido saturado (X=0), até atingir a pressão do evaporador P0.
Observe-se que o processo é irreversível, e portanto, a entropia (S) do refrigerante ao deixar a
válvula de expansão (S4) é maior que a entropia do refrigerante ao entrar na válvula (S3).
d) Processo 4-1, que ocorre no evaporador é um processo de transferência de calor a
pressão constante (P0), conseqüentemente a temperatura constante (T0), desde vapor úmido no
estado 4 até atingir o estado de vapor saturado seco (X=1). Observe-se que o calor transferido ao
refrigerante no evaporador não modifica a temperatura do refrigerante, mas somente muda o seu
estado.
2.2.3 Ciclo Básico Real
As diferenças principais entre o ciclo real e o ciclo ideal simples por compressão de vapor
estão mostrados na Figura 2.3 abaixo.
Figura 2.3 - Diferenças entre o Ciclo Real e o Teórico
12
Uma das diferenças entre o ciclo real e o teórico é a queda de pressão nas linhas de descarga,
líquido e de sucção assim como no condensador e no evaporador. Estas perdas de carga ∆Pd e
∆PS estão mostrados na Figura 2.3. Outra diferença é o sub-resfriamento do refrigerante na saída
do condensador (na maioria dos sistemas). O superaquecimento na sucção com finalidade de
evitar a entrada de líquido no compressor (obrigatório em compressores alternativos) é um
processo muito importante.
Outra diferença importante é quanto ao processo de compressão ao compressor, que no
ciclo real é um processo de compressão politrópico (S1≠S2), no lugar do processo isoentrópico do
ciclo ideal. Devido a esta diferença, a temperatura de descarga do compressor (T2) pode ser muito
elevada, tornando-se um problema com relação aos óleos lubrificantes usados em compressores
frigoríficos, obrigando a um resfriamento forçado do cabeçote do compressor (normalmente com
R-22 e R-717). Muitos outros problemas de ordem técnica dependendo do sistema e das
características de operação, podem introduzir diferenças significativas além das citadas até aqui.
2.2.4 Trocadores de Calor
a) Condensadores
Condensador são os elementos do sistema de refrigeração que têm a função de transformar
o gás quente, que é descarregado do compressor a alta pressão, em líquido. Para isso, rejeita o
calor contido no fluido refrigerante para alguma fonte de resfriamento.
O processo de condensação
Ao ser admitido no condensador, o fluido refrigerante está no mesmo estado que
na descarga do compressor, ou seja, gás quente a alta pressão. Como em um sistema de
refrigeração o objetivo é condensar no sentido de resfriar e retirar calor de um ambiente
e/ou produto), o refrigerante no estado gasoso deve ser condensado antes de retornar ao
evaporador.
O processo de condensação do fluido refrigerante se dá ao longo de um trocador de calor,
denominado condensador, em três fases distintas que são:
13
1. Dessuperaquecimento;
2. Condensação e Sub-Resfriamento.
Dessuperaquecimento
O gás, quando é descarregado do compressor, está a alta temperatura. O processo
inicial, então, consiste em abaixar esta temperatura, retirando calor sensível do refrigerante,
ainda no estado gasoso, até ele atingir a temperatura de condensação. Figura 2.4.
Figura 2.4 - Dessuperaquecimento em um ciclo de refrigeração
Condensação
Quando o gás atinge a temperatura de condensação, ele começa um processo de mudança
de estado. Neste processo retira-se calor latente do refrigerante, i.e., a temperatura deste
mantém-se constante durante todo o processo. Figura 2.5.
Figura 2.5 - Condensação em um ciclo de refrigeração
14
Sub-Resfriamento
Após a condensação, o refrigerante, agora no estado líquido (líquido saturado), é
resfriado de mais alguns graus, utilizando-se para isso um trocador de calor intermediário. Na
Figura 2.6 pode-se visualizar o sub-resfriamento indicado em um diagrama de Mollier.
Figura 2.6 - Sub-Resfriamento em um ciclo de refrigeração
É no condensador que toda a energia absorvida pelo sistema de refrigeração, mais o
equivalente em calor da energia mecânica necessária ao funcionamento do sistema deve ser
eliminado. Para cada tonelada de refrigeração (200 BTU/min ou 50,4 kcal/min) de capacidade
do sistema, é preciso remover no condensador até 300BTU/min. A quantidade depende das
pressões de sucção e descarga e do tipo de refrigerante. Na média, os sistemas são projetados
para eliminar 250 BTU/min para cada 200 BTU/min de capacidade de refrigeração.
Tipos de Condensadores
Os tipos de condensadores comumente usados em sistemas de refrigeração são:
1. Condensadores de casco e tubos (shelland tube), Figura 2.7;
2. Condensadores de casco e serpentina (shellandcoil), Figura 2.8;
3. Condensadores de tubos duplos, Figura 2.9;
15
4. Condensadores atmosféricos, Figura 2.10;
5. Condensadores evaporativos, Figura 2.11;
6. Condensadores resfriados a ar, Figura2.12.
A utilização de um ou outro tipo de condensador dependerá, dentre muitas variáveis,
das condições de projeto, da localização do condensador, da reutilização ou não do calor
rejeitado.
Para a escolha de um condensador deve-se ter em mente alguns parâmetros, a saber:
1. O condensador deve possuir uma superfície de transferência de calor suficiente para
condensar o vapor enviado até o estado líquido;
2. O condensador deve ser projetado para pressões e temperaturas razoáveis, pois o processo
normalmente é assim realizado;
3. O condensador deve ter tamanho suficiente para armazenar o vapor refrigerante
comprimido pelo compressor. Antes de se condensar, o vapor ocupa um volume bem definido,
este volume pode ser diminuído pelo aumento da pressão, mas um aumento da pressão significa
um aumento da potência requerida para fazer funcionar o sistema. Quando um condensador
tem superfície suficiente, normalmente ele também tem volume suficiente. Deve-se ter
cuidado quando se escolhem condensadores com superfícies alertadas, pois isso indica
área suficiente para eliminação de calor sem o volume necessário.
4. O condensador deve ainda ter espaço suficiente para que o líquido refrigerante
condensado se separe do vapor e seja drenado para o reservatório de líquido.
Condensadores Shelland Tube
Um condensador do tipo “shelland tube” ou de casco e tubo, consiste de uma
carcaça cilíndrica, na qual é instalada uma determinada quantidade de tubos horizontais e
paralelos, conectados a duas placas de tubos dispostas em ambas as extremidades (Figura
2.7). Nos condensadores menores, a carcaça pode ser um tubo comum, mas, nos maiores,
usam-se carcaças soldadas. As chapas de tubos, geralmente com espessura de 1” ou 1¼”, são
soldadas à carcaça (casco) e perfuradas para receber os tubos. Os tubos, com as extremidades
retificadas ou polidas, são inseridos nos respectivos furos das chapas de tubos e suas
extremidades são soldadas ou trefiladas de modo a manter uma junta estanque ao gás. O gás
refrigerante flui dentro da carcaça, em volta dos tubos, ao passo que a água passa dentro dos
16
tubos.
Figura 2.7 - Condensador Casco e Tubo
Fonte: http://www.demec.ufmg.br/disciplinas/ema074/trocador/index.htm
Condensadores Shell and Coil
São semelhantes aos condensadores de casco e tubo. Consistem de uma carcaça
que contém uma serpentina de circulação de água. Não possuem flanges removíveis (como
nos de casco e tubo) e a limpeza da água só pode ser feita por meios químicos. No caso de
vazamento na serpentina, toda ela tem que ser substituída.
São normalmente usados para capacidades menores, i.e., potências fracionárias.
Figura 2.8- Condensador de Serpentina e Casco
Fonte: Jorge, E. 2010
Condensadores Duplo Tubo
17
O condensador de duplo tubo (Figura 2.9) tem o tubo de água dentro do tubo de
refrigerante. O refrigerante passa pelo espaço entre os dois tubos, enquanto que a água é
bombeada pelo tubo interior. A água flui em direção oposta à do refrigerante, ficando a água
mais fria em contato com o refrigerante mais frio e a água mais quente em contato com o
refrigerante mais quente, evitando-se choques térmicos. São utilizados para onde o refrigerante
é a amônia, utilizam-se tubos de aço, com diâmetros de geralmente 1 ¼” para o interno e 2” para
o externo. Embora o princípio da contracorrente, possibilitado por esse tipo de condensador,
dê uma boa utilização da água disponível, o grande número de conexões e juntas necessárias
em grandes instalações aumenta a possibilidade de vazamentos. Esses condensadores são
difíceis de limpar e não fornecem espaço suficiente para a separação de gás e líquido.
Por essas razões, eles não são muito usados em instalações modernas de grande porte.
Algumas unidades pequenas são utilizadas em instalações recentes, tendo que ser, porém,
limpas quimicamente. Em caso de vazamento, toda a unidade deve ser substituída.
Figura 2.9- Condensadores de tubos duplos
Fonte: MENDES, L. M. 1994
18
Condensadores Atmosféricos
O condensador atmosférico (Figura 2.10), já foi muito popular em grandes instalações de
amônia, porém está caindo em desuso. Ele é construído com muitos trechos de tubulação,
geralmente de aço de 2” de diâmetro, tendo o vapor de amônia fluindo dentro dos tubos. A água
de resfriamento é distribuída por uma calha de suprimento que a derrama sobre a superfície
externa dos tubos. Da mesma forma que nas torres de resfriamento, o resfriamento é uma
combinação da evaporação de parte da água com o aquecimento do restante. Como a água deve
correr para baixo, em alguns modelos, o gás de refrigerante quente é introduzido pela parte
de baixo, para se obter um efeito de contracorrente, causando alguns problemas na drenagem
do líquido condensado das unidades.
Alguns condensadores eram equipados com sangradores, i.e., pequenas linhas conectadas
às pontas de cada trecho para “sangrar” o refrigerante condensado. Esse tipo de condensador é
hoje em dia muito pouco usado, devido a problemas de incrustações e de algas e devido ao grande
espaço ocupado para uma dada capacidade.
Figura 2.10 - Esquema de um Condensador Atmosférico Fonte: MENDES, L. M. 1994
Condensadores Evaporativos
Os condensadores evaporativos combinam as funções de condensador e de torre de
resfriamento. Consiste de um invólucro que contém uma seção de ventilador, separador
de gotas, serpentina de condensação do refrigerante, reservatório de água, válvula de boia
e a bomba de pulverização do lado de fora do invólucro. A bomba de pulverização circula a
água do reservatório, no fundo da unidade, para os bicos de pulverização, sobre a serpentina
19
do refrigerante. Os ventiladores forçam a passagem do ar pela serpentina e pela água que está
sendo pulverizada sobre a serpentina. O calor do refrigerante é transmitido através das paredes
da serpentina à água que passa sobre ela. O ar remove o calor da água, pela evaporação de parte
dela. Os separadores de gotas impedem que gotículas de água sejam levadas pelo ar.
Figura 2.11 - Condensadores e seus esquemas Evaporativos
Fonte: MENDES, L. M. 1994
É interessante observar que, a capacidade de um condensador evaporativo depende da
extensão da área da serpentina, da quantidade de ar que passa por ela e da temperatura de bulbo
úmido do ar que entra na unidade. O calor total a ser retirado é função da temperatura de bulbo
úmido. Este calor é representado pela soma do calor sensível e do calor latente do ar à
temperatura dada de bulbo úmido. Determinando-se a temperatura de bulbo úmido do ar que
entra na unidade e do ar que sai dela, o calor total nesses dois pontos pode ser determinado.
O acréscimo de calor total é devido ao calor cedido pelo refrigerante que se condensa
e representa a capacidade do condensador. Quanto mais baixa a temperatura de bulbo úmido
do ar de entrada, tanto maior a capacidade do condensador.
Condensador a Ar
O condensador a ar (Figura 2.12) é utilizado para unidades de refrigeração com potência
fracionária, e.g., refrigeradores domésticos e comerciais. Por proporcionarem economia, pois
não precisa de tubulação de água como os condensadores resfriados a água, por não tomarem
muito espaço e ainda, dependendo da situação, poderem se utilizar apenas da transmissão de
20
calor por convecção natural, são muito utilizados em pequenas e médias instalações. Hoje, com
o custo crescente da água e as restrições ao seu uso, a utilização desse tipo de condensador tem
sido ampliada para instalações de grande porte.
Figura 2.12 - Condensadores resfriados a Ar
Fonte: MENDES, L. M. 1994
2.2.5 Balanço de Energia para o Ciclo
O balanço de energia do ciclo de refrigeração é feito considerando-se o sistema operando
em regime permanente, nas condições de projeto, ou seja à temperatura de condensação (TC) e
temperatura de vaporização(T0). O sistema real e ideal têm comportamento idênticos tendo o real
apenas um coeficiente de eficácia inferior ao ciclo ideal. A análise do ciclo ideal nos permitirá,
de forma simples, verificar quais parâmetros têm influência no coeficiente de eficácia do ciclo.
a) Capacidade Frigorífica do ciclo (Q0)
A capacidade frigorífica (� . ) é a quantidade de calor por unidade de tempo retirada do meio
que se quer resfriar (produto) através do evaporador do sistema frigorífico. Para o sistema
operando em regime permanente desprezando-se a variação de energia cinética e potencial, da
primeira lei da termodinâmica, tem-se: (ver Figura 2.13)
�� = �� �(ℎ� − ℎ�) (eq. 2.1)
21
Figura 2.13 - Volume de Controle aplicado ao evaporador e a indicação do processo 4-1 no
diagrama de Mollier P-h. - Fonte: (Pirane, M. J - 2011)
� . é a capacidade frigorífica (diferente de carga térmica) do ciclo operando com
temperatura Tc e T0 em kJ/s para mf em kg/s e entalpia específica h1 e h4 em kJ/kg. O fluxo de
massa de refrigerante (mf) deve ser mantido pelo compressor. Normalmente se conhece a
capacidade frigorífica que deve ter o sistema de refrigeração, que deve ser igual a carga térmica,
se estabelecermos o ciclo frigorífico que deve operar o sistema podemos determinar o fluxo de
massa (mf) e conseqüentemente o compressor necessário ao sistema.
A quantidade de calor retirado por Kg de refrigerante através do evaporador é chamada de
“EFEITO FRIGORÍFICO (EF)”, isto é:
EF= h1 - h4 (eq.2.2)
b) Potência Teórica do Compressor ��.
Chama-se de potência teórica do compressor a quantidade de energia na unidade de tempo,
que deve ser fornecida ao refrigerante, pelo compressor, para que ele passe do estado 1, na sucção
do compressor, para o estado 2, descarga do compressor, sendo este processo isoentrópico.
Aplicando-se a primeira lei da termodinâmica em regime permanente e desprezando-se a variação
de energia cinética e potencial têm-se: (ver Figura 2.14).
.
22
Figura 2.14 - Processo de Compressão isoentrópico no compressor
Fonte: (Pirane, M. J - 2011)
��. = ��
. (ℎ� − ℎ�) (eq. 2.3)
A equação 2.3 acima fornece a potência, em (kcal/s) teoricamente necessária para que o
fluxo de refrigerante (mf) em (kg/h), que entra no compressor, passe do estado 1 ao estado 2. Para
se obter Wc em Kw basta dividir a equação dada por 860, ou seja:
(eq. 2.4)
c) Fluxo de Calor Rejeitado no Condensador
Da mesma maneira que o evaporador, a quantidade de calor por unidade de tempo a ser
rejeitada no condensador para o sistema operando em regime permanente nas temperaturas TC e
T0 é calculado pela equação abaixo (ver Figura 2.15).
��. = ��
. (ℎ� − ℎ�) (eq. 2.5)
23
Figura 2.15 - Volume de Controle sobre o Condensador e sua representação no Diagrama de
Mollier. Fonte: (Pirane, M. J - 2011)
Assim o condensador a ser especificado para o sistema de refrigeração deve ser capaz de
rejeitar o fluxo de calor fornecido pelo fluxo de massa e calor do trabalho pelo compressor.
d) Válvula de Expansão
Na válvula de expansão, que pode ser de vários tipos, o processo é adiabático (ver Figura
2.16), e neste caso, aplicando-se a primeira lei da termodinâmica, desprezando-se a variação de
energia cinética e potencial, tem-se:
Figura 2.16 - Volume de Controle sobre a Válvula de Expansão e sua representação no
Diagrama de Mollier. Fonte: (Pirane, M. J - 2011)
24
e) Coeficiente de Eficácia do Ciclo (COP)
O coeficiente de eficácia (β ou COP) é um parâmetro importante na análise das instalações
frigoríficas. Embora o coeficiente de eficácia do ciclo real seja sempre menor que o do ciclo ideal
para as mesmas condições de operação podemos com o ciclo ideal verificar quais os parâmetros
que o influenciam assim como o grau de influência de cada parâmetro. O coeficiente de eficácia
b é definido como segue:
( eq. 2.6)
Pode-se inferir da equação acima que para o ciclo ideal a eficácia é função somente das
propriedades do refrigerante, conseqüentemente, do refrigerante das temperaturas de condensação
e vaporização como será mostrado mais adiante. Para o ciclo real, entretanto, o desempenho
dependerá em muito das propriedades na sucção do compressor e deste, assim como dos demais
equipamentos.
O coeficiente de eficácia (β) deve ser sempre maior que 1 (um). Quanto mais próximo de
zero temos um menor rendimento para o sistema.
2.2.6 Parâmetros que influenciam a Eficácia (COP)
Vários parâmetros influenciam a eficácia do ciclo de refrigeração. A seguir analisaremos a
influência de cada um deles separadamente.
a) Influência da Temperatura de vaporização
Para ilustrar o efeito que a temperatura de vaporização (T0) tem sobre a eficácia do ciclo
vamos considerar um conjunto de ciclos em que somente a temperatura de vaporização é alterada
(a temperatura de condensação é mantida constante). Estes ciclos estão mostrados na Figura 2.17.
Nesta análise usou-se o refrigerante-22 típico de sistemas de ar-condicionado.
25
Lembrando-se que o calor sempre é transmitido da temperatura maior para a menor, para
que um ambiente seja mantido a baixas temperaturas, o evaporador (onde ocorre a vaporização
do refrigerante) deve estar a uma temperatura abaixo da do ambiente.
O processo ocorre quando o sistema de refrigeração funciona continuamente, abaixando a
temperatura da câmara de refrigeração, do interior da geladeira, por exemplo. Note-se que a
temperatura de vaporização pode ser facilmente controlada por meio de instrumentos de
automação.
Figura 2.17 - Influência da Temperatura do Vaporização no Coeficiente de Eficácia do Ciclo (β) Fonte: (Pirane, M. J - 2011)
26
b) Influência da Temperatura de condensação
Assim como no caso da temperatura do vaporização, a influência da temperatura de
condensação é mostrada num conjunto de ciclos onde apenas se altera a temperatura de
condensação (TC).
Figura 2.18 - Influência da Temperatura de Condensação no Coef. de Eficácia do Ciclo (β)
Fonte: (Pirane, M. J - 2011)
27
Esta análise é mostrada na Figura 2.18. Observe-se que para a mesma variação de
temperatura (TC) (15ºC) em relação a temperatura de vaporização (T0), a vaporização da
eficácia no caso da temperatura de condensação TC é menor que no caso da variação de T0.
Venturini e Pirani (2005) instruem que a temperatura de condensação deve ser fixada em
um valor entre 11 ºC e 15 ºC maior que a temperatura de bulbo seco do ar que entra no
condensador. E do ponto de vista econômico, o valor ótimo da diferença entre a temperatura
de condensação e a temperatura do ar que deixa o condensador, deve estar entre 3,5 ºC e 5,5
ºC.
Ainda segundo Venturini e Pirani (2005), recomenda-se que, em qualquer situação, a
temperatura de condensação nunca seja superior a 55 ºC. No entanto, para garantir a eficiência
do sistema de compressão e, ao mesmo tempo, obter uma maior vida útil dos compressores, a
temperatura de condensação não deve ser maior que:
• 48 ºC, quando a temperatura de evaporação do sistema frigorífico for maior ou igual a 0 ºC;
• 43 ºC, quando a temperatura de evaporação do sistema frigorífico for menor que 0 ºC.
Quanto maior é o condensador, menor é a temperatura de condensação. Porém,
condensadores excessivamente grandes podem causar problemas devido à baixa pressão de
condensação.
c) Influência do sub-resfriamento do líquido
De forma idêntica aos dois casos anteriores, a Figura 2.19 mostra a influência do sub-
resfriamento do líquido após sair do condensador no aumento da eficácia. Observa-se também
que a variação é bem menor que nos dois casos anteriores.
28
Figura 2.19 - Influência do Sub-Resfriamento do Líquido no Coeficiente de Eficácia do Ciclo
(β). Fonte: (Pirane, M. J - 2011)
d) Influência do superaquecimento útil
Quando o superaquecimento do refrigerante ocorre retirando calor do meio que se deseja
resfriar, chamamos a este “Superaquecimento útil”. A Figura 2.20 mostra a influência deste
superaquecimento na eficácia do ciclo. Quando este superaquecimento não é realizado através
de um trocador de calor intermediário, normalmente para o sistema completo há uma
diminuição da eficácia ao contrário do que está mostrado na figura abaixo.
29
Figura 2.20 - Influência do Superaquecimento no Coeficiente de Eficácia do Ciclo (β)
Fonte: (Pirane, M. J - 2011)
Na Figura 2.20 é mostrada a influência desse superaquecimento na performance do ciclo
de refrigeração. Como pode ser observado no último quadro desta figura, a variação do COP
com o superaquecimento depende do refrigerante. Nos casos mostrados, para o R717 o COP
sempre diminui, para R134a o COP sempre aumenta e para o R22, o caso mais complexo, há
um aumento inicial e depois uma diminuição. Para outras condições do ciclo, isto é, To e Tc.
Este aspecto da influência do superaquecimento na capacidade frigorífica do sistema será estuda
com mais detalhes quando da análise operacional dos compressores alternativos e de sua
30
eficiência volumétrica. Isto se deve ao fato que o superaquecimento aumenta o volume
específico do refrigerante na entrada do compressor e este desloca uma massa menor que
deslocaria caso não existisse o superaquecimento. Este efeito de aumento de volume específico
na diminuição do fluxo de massa é mais sensível que o efeito - frigorífico. Quando analisaremos
a eficiência do compressor teremos oportunidade para esta verificação.
2.2.7 - Considerações Sobre Fluidos Refrigerantes
Fluidos refrigerantes são substâncias empregadas como veículos térmicos na realização
dos ciclos de refrigeração. Em ciclos de compressão a vapor, o refrigerante é o fluido de
trabalho que alternadamente vaporiza e condensa quando absorve e libera energia térmica. Um
refrigerante satisfatório deveria possuir certas propriedades químicas, físicas e termodinâmicas
que faz o seu uso seguro e econômico, no entanto, não existe um refrigerante ideal. As vastas
diferenças entre as condições operacionais e as exigências das várias aplicações fazem com que
o refrigerante ideal seja uma meta impossível de se alcançar. Então, um refrigerante só se
aproxima das condições ideais somente quando suas propriedades estão de acordo com as
condições que satisfazem e exigências de uma determinada aplicação.
De acordo com a Dupont Refrigerantes. Não existe ainda o fluido refrigerante perfeito.
Todas as alternativas possuem benefícios em troca de riscos (“trade-off”), HFO’s são fortes
candidatos para substituírem os HFC’s de alto GWP,com a possibilidade de desenvolver
fluidos refrigerantes com baixo GWP e boa capacidade, (COP) para substituírem os HFC’s de
alto GWP. E para isto, será Necessário o balanceamento do GWP, flamabilidade e de
performance. Tecnologias mescladas entre fluidos sintéticos e naturais podem vir a ser uma boa
alternativa. Quanto à Questões relacionadas à flamabilidade devem ser avaliadas dentro das
normas e códigos de segurança, inclusive definindo tamanhos de cargas seguras para fluidos
com flamabilidade intermediária.
O conceito de projeto das condições de trabalho de um fluido refrigerante no interior de um
sistema de refrigeração deve seguir parâmetros específicos próprios ao perfil do processo ao qual se
destina. Muitas das variações destas condições são desprezadas, pelo simples desconhecimento das
graves consequências que seus efeitos exercem sobre o rendimento e eficiência energética da
instalação [Rahn, 2006]. Em sistemas de refrigeração de grande porte o fruído refrigerante
R717[amônia]. Largamente utilizada, sendo em algum caso (em que a toxidade não permita a sua
31
aplicação) substituindo pelo refrigerante R134a ou o R22. O fluido refrigerante R717 é um dos mais
eficientes fluidos, dentro de suas características de aplicação, possuindo uma grande capacidade de
efeito frigorífico, visto seu elevado calor latente de vaporização, muito embora os vapores deste
fluido possuam um grande volume específico [Pohlman,1971].Considerando os aspectos ambientais
globais, o fluido refrigerante R717 não destrói a camada de ozônio, além de ter um tempo de vida
curta na atmosfera (máximo 15 dias), também não contribui para o efeito estufa. Ainda devido as
suas excelentes propriedades termodinâmicas, o R717 requer uma menor parcela de energia primária
para produzir uma certa capacidade de refrigeração (alto valor do COP) do que quase todos os outros
fluidos refrigerantes, de forma que o efeito indireto do aquecimento global, devido a utilização da
energia a partir das usinas de carvão (principalmente na região sul do pais) também é um dos mais
baixos disponíveis.
a) Características e Propriedades dos Fluidos Refrigerantes.
O fluido refrigerante deve ser não inflamável, não explosivo, não tóxico em seu estado
puro ou quando misturado com o ar e também, não deve contaminar alimentos ou outros
produtos armazenados no espaço refrigerado se ocorrer um vazamento no sistema. As pressões
correspondentes às temperaturas disponíveis com os meios de condensação normais não devem
ser excessivas, para assim eliminar a necessidade de construção extremamente pesada. As
pressões correspondentes às temperaturas necessárias para maior parte dos processos de
condicionamento de ar e refrigeração devem ser acima da pressão atmosférica para assim evitar
penetração de ar e vapor d’água. Um calor de vaporização relativamente grande é desejável
para que as capacidades necessárias possam ser obtidas com o menor peso do fluxo de
refrigerante. O vapor deve ter um volume específico relativamente baixo, porque é este volume
que estabelece a dimensão necessária ou deslocamento do compressor. Esta propriedade é mais
importante para o compressor alternativo do que para a máquina centrífuga a qual é uma bomba
de baixa pressão e grande volume. É desejável que o refrigerante tenha um baixo calor
específico no estado líquido para que menos calor seja necessário para esfriar o líquido partindo
da temperatura de condensação até a temperatura a qual o processo de resfriamento deve ser
realizado. O calor necessário para este resfriamento resulta em "Flash Gás", e diminui o efeito
de refrigeração ou capacidade de resfriamento do refrigerante circulado. Os coeficientes de
transferência de calor e a viscosidade devem contribuir para boas proporções de transferência
de calor. O refrigerante deve ser facilmente detectado por indicadores adequados para localizar
vazamentos no sistema. O refrigerante deve ser compatível com os óleos lubrificantes usuais, e
32
não devem alterar sua efetividade com lubrificantes. O refrigerante não deve ser corrosivo para
os metais usualmente empregados em um sistema de refrigeração e devem ser quimicamente
estáveis. O refrigerante deve ser facilmente disponível, de custo baixo, ambientalmente seguro,
não contribuir para a destruição da camada de ozônio ou para aumentar o efeito estufa e ser de
fácil manuseio. A American Society of Heating, Refrigeration and Air-Conditioning Engineers,
(ASHRAE) tem catalogado mais de 100 refrigerantes, fórmulas químicas, diagramas ph,
propriedades termodinâmicas e outras características nos livros Fundamentals e Refrigeration
(ASHRAE). Os técnicos, engenheiros e outros profissionais da área de refrigeração devem se
manter sempre atualizados com as pesquisas que estão sendo desenvolvidas na indústria de
refrigerante, em virtude de projetos de pesquisa serem continuamente patrocinados pelas
organizações da indústria de refrigeração para melhorar os refrigerantes, equipamentos e
técnicas de projeto disponíveis para refrigeração, ar condicionado e aplicações em bomba de
calor.
b) Refrigerante R-134
Os sistemas de ar-condicionado têm se tornado itens cada vez mais importantes para o
conforto térmico de seus usuários. Mas o esse fator não é o único a ser observado nos sistemas
de refrigeração. Parâmetros ambientais também são verificados e sua influência é bastante
observada no desenvolvimento dos equipamentos HVAC automotivos. O principal item a ser
observado é o tipo do refrigerante a ser utilizado.
O gás R-12 (DICLORODIFLUORMETANO), bastante utilizado em meados da década
de 80, era bastante prejudicial à camada de ozônio (O3). Devido à sua alta toxicidade (causa
sufocações mesmo em pequenas quantidades) e a sua capacidade de destruição do O3, teve de
ser substituído por refrigerantes alternativos, conforme determinado pelo protocolo de
Montreal.
Esse documento tem por finalidade estipular medidas para proteger a camada de ozônio,
adotando métodos preventivos para regulamentar equitativamente o total das emissões
mundiais de substâncias que a deterioram, sendo o objetivo final a eliminação dos itens que
prejudicam a camada de Ozônio.
Vendo tais dificuldades, foi-se observando alternativas para substituição do R-12. Nos
dias atuais o gás refrigerante R-134a (1,1,1,2-DICLORODIFLUORMETANO) está sendo
33
largamente utilizado em sistemas veiculares e está sendo visto como alternativa também para
aplicações em ar-condicionado com fins de uso doméstico. O mesmo não é inflamável e não
explosivo, é um HFC que tem potencial nulo de destruição da camada de ozônio e um baixo
efeito estufa. Possui toxicidade imperceptível comparado ao R-12. O R-134 apresenta boa
miscibilidade com os óleos lubrificantes a base de Poliol Éster (POE’s), eliminando riscos
explosivos no sistema.
c) - Classificação dos Fluidos Refrigerantes.
Os fruídos refrigerantes mais utilizados na indústria podem ser classificados nos
seguintes grupos, segundo sua composição química:
• Hidrocarbonetos halogenados
• Hidrocarbonetos puros
• Compostos inorgânicos
• Misturas azeotrópicas
• Misturas não azeotrópicas.
34
CAPÍTULO 3 – PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL
Neste capítulo é feita uma descrição do Experimento e da Metodologia conduzida para
alcançar os objetivos propostos. Destaca-se a adaptação do Condensador e define-se as
configurações para ensaios, testes e comparações dos parâmetros de operação e desempenho do
Sistema de Refrigeração investigado com condensador original e modificado.
3.1 – Descrição da Bancada Experimental
Para a realização dos trabalhos investigativos foi instalada uma bancada de teste
utilizando um sistema de refrigeração comercial a partir de um sistema de um bebedouro
d’água. O conjunto é composto de todos os elementos que compõem um ciclo básico de
refrigeração, que são: compressor, condensador, filtro secador, tubo capilar (válvula de
expansão) e evaporador. O mesmo foi instrumentado de forma a se obter valores de
temperaturas e pressões em pontos específicos do sistema, onde também foi verificada a
potência requeri da pelo compressor e ventilador para convecção forçada. Conforme Figura 3.1.
Figura 3.1. Esquema da bancada Experimental
O esquema da figura 3.1 mostra o funcionamento da Bancada Experimental, onde
foram utilizados os instrumentos de medição de grandezas elétricas: Amperimetro e
Voltímertro; Analisador de Temperaturacom termopares sendo distribuídos 5 termopares, em
35
pontos específicos do ciclo de refrigeração. Foram obtidas as entalpias nos pontos dos processos
termodinâmicos do esquema acima com o objetivo de fazer um mapeamento das temperaturas
ao longo do ciclo de refrigeração em análise.
3.1.1 Procedimento de Revestimento Poroso: Condensador Modificado
A partir do condensador original de um bebedouro d’água, com dimensões de: 28 x 21
x 5 cm (comprimento x altura x largura), do tipo serpentina mono tubo de cobre, diâmetro de
¼ polegada, com aletas no formato aramados. O mesmo foi colocado em uma forma de madeira
com dimensões de 30 x 22 x 6 cm (comprimento x altura x largura) possibilitando a moldagem
do revestimento com um tipo de argamassa porosa contendo: pasta de gesso, água e bucha
vegetal, de maneira à preencher todo o volume ocupado pela área de troca de calor do
condensador original (Figura 3.2). Depois de moldado, o conjunto condensador passou por um
processo de secagem natural ao sol por um período de 24 horas para facilitar a remoção da
forma de madeira. Em seguida o mesmo foi submetido a um processo de calcinação: secagem
em um forno a uma temperatura de 1200C por duas horas/ 3000C por mais duas horas/ 6000C
por mais um período de duas horas, completando assim o processo de calcinação. A secagem
do revestimento poroso foi realizada no forno elétrico como mostrado na Figura 3.3;
Figura 3.2 – Condensador Original e Modificado (revestimento poroso)
36
Figura 3.3 – Forno Elétrico de Sinterização
Após o resfriamento do mesmo, foi realizado teste de estanqueidade e em seguida o
procedimento de instalação e reintegração ao conjunto frigorífico do bebedouro. A carga com
o fluido refrigerante R134a foi resposta criteriosamente conforme condição inicial original
considerando a massa de refrigerante e as pressões no sistema de refrigeração. Finalmente, foi
ensaiado para efeito de comparações de desempenho do equipamento, conforme a metodologia
dos experimentos realizados.
3.1.2– Determinação da Área de Transferência de Calor
O mecanismo de troca de calor controlado por convecção natural da superfície externa
do condensador na versão original passa a ser controlado pela combinação resistiva de
condução da superfície externa do condensador para o meio poroso e por convecção natural da
superfície externa do meio poroso para meio ambiente. A umidade adsorvida por gotejamento
sobre a aresta superior do meio poroso induz ao aumento do coeficiente de condutância térmica
para a superfície externa do meio poroso como ocorre analogamente no mecanismo de troca de
calor em micro tubos de calor.
37
A partir da medição dos dados geométricos do condensador original foi obtida a área
convectiva de troca de calor do Condensador original com 1.291 cm2.
Cálculo aproximado:
14 tubos de 28 cm e diâmetro 0,6 cm - Área tubos =740cm2
88 arames de 20 cm e diâmetro 0,1 cm - Área arames =554cm2
Área total=1.294 cm2
Após a modificação proposta, o Condensador Modificado com revestimento poroso
passou a apresentar uma área aproximada de 1.944 cm2, conforme medidas realizadas na
moldura final obtida. Ficou evidenciado um aumento da ordem de 50 % na área de troca de
calor convectiva para o meio ambiente, o que a princípio já sugeria uma maior possibilidade de
dissipação térmica.
Cálculo aproximado:
2 faces de 30 x 22 cm = 1.320 cm2
2 faces de 30 x 6 cm = 360 cm2
2 faces de 22 x 6 cm = 264 cm2
Área total= 1.944 cm2
3.1.3 Mecanismos de transferência de calor no Condensador
O mecanismo de transferência de calor que ocorre no Condensador original obedece ao
modelo do diagrama ilustrado na Figura 3.4. O ponto 1 refere-se ao interior do tubo de cobre
onde circula o fluido refrigerante, o ponto 2 representa a superfície interna do tubo de cobre, o
ponto 3 a superfície externa do tubo de cobre e o ponto 4 o meio ambiente exterior ao
condensador.
Figura 3.4 - Modelo da transferência de calor no Condensador original
38
A equação � =∆�(��� !)
"#determina o cálculo do coeficiente global de transferência de
calor para o modelo do Condensador original em função das resistências controladoras em cada meio de propagação.
%� = ∑ %�'()� = %� +%� +…+ %'(eq. 3.1)
� = �,-�."�(/ 01 )2"�30 ,1 42"�3, .1 4
(eq. 3.2)
Onde:q é a quantidade de calor dissipado pelo condensador original.
T3é a temperatura na entrada do condensador original.
T4é a temperatura na saída do condensador original.
Ro(1/2) é a resistência convectiva do refrigerante à parede interna do tubo.
Ro(2/3) é a resistência condutiva da parede interna para a parede externo do tubo.
Ro(3/4) é a resistência convectiva da parede do tubo ao meio ambiente.
O mecanismo de transferência de calor que ocorre no Condensador com revestimento
poroso pode ser representado de forma simplificada como no modelo do diagrama ilustrado na
Figura 3.5. O ponto 1 refere-se ao interior do tubo de cobre onde circula o fluido refrigerante,
o ponto 2 representa a superfície interna do tubo de cobre, o ponto 3 a interface condutiva entre
a superfície de contato entre o tubo de cobre e o revestimento poroso, o ponto 4 a superfície
externa do revestimento poroso e o ponto 5 situa-se no meio ambiente exterior ao condensador.
Figura 3.5 - Modelo transferência no Condensador Modificado (revestimento poroso)
1 2 3 4 5
G=LEGENDA: Condensador Poroso RP(1/2) : Resistência convectiva refrigerante RP(2/3) : Resistência condutiva tubo RP(3/4) :Resistência condutiva revestimento R Resistência convectiva meio
39
A equação � =∆�(��� !)
"# determina o cálculo do coeficiente global de transferência de calor
para o modelo do Condensador poroso revestido com argamassa porosa em função das resistências controladoras em cada meio de propagação.
% �= ∑ %�
'()� = %� +%� +…+ %' (eq. 3.3)
� = �,-�."5(/ 01 )2"530 ,1 42"53, .1 42"53. 61 4
(eq. 3.4)
Onde: q é a quantidade de calor dissipado pelo condensador poroso.
T3 é a temperatura na entrada do condensador poroso.
T4 é a temperatura na saída do condensador poroso.
Rp(1/2) é a resistência convectiva do refrigerante para a parede interna do tubo.
Rp(2/3) é a resistência condutiva da parede interna para a parede externa do tubo.
Rp(3/4) é a resistência condutiva do revestimento para a parede interna do tubo.
Rp(4/5) é a resistência convectiva da parede do tubo para o meio ambiente.
3.2 -Descrição dos Equipamentos e Instrumentação
A Bancada Experimental de ensaio é composta de um sistema de bebedouro (conforme
Figura 3.6): compressor, condensador, filtro secador, tubo capilar e evaporador. O mesmo foi
instrumentado de forma a se obter os parâmetros operacionais como: temperaturas na entrada
do evaporador (T1) e saída do evaporador (T2), na entrada do condensador (T3) e saída do
condensador (T4), na entrada do compressor (T5); pressões de evaporação (Pe) e condensação
(Pc); a potência requerida pelo compressor (�� �) e ventilador (�� 7) durante o processo de
resfriamento. A carga térmica (�8� ) foi utilizado um volume de 2000ml água contida câmara fria
do evaporador
40
Figura 3.6 – Bancada Experimental de Ensaios
A umidificação do Condensador Modificado poroso foi realizada utilizando um
reservatório localizado em um ponto acima do condensador o qual alimentava um tubo
horizontal contendo orifícios de gotejamento e um registro regulador de vazão, capaz de
controlar a vazão de gotejamento de forma a garantir toda a área do condensador umedecida.
Desta forma, possibilitar o aumento da dissipação de calor, contribuindo para uma maior
eficiência ao sistema de refrigeração. (Conforme esquema da Figura 3.7).
Figura 3.7 – Sistema de Umidificação do Condensador
41
A bancada de testes foi equipada com a seguinte instrumentação: Conjunto manifold de
refrigeração com manômetros de alta pressão (faixa0 a 500 Psi,) e de baixa pressão (faixa -30
a 120 Psi) (Figura 3.8); Controlador digital de temperatura, (Figura 3.9) e Multímetro digital
modelo DT-266, (Figura 3.10).
Figura 3.8 – Manômetros de alta e baixa pressão
Figura 3.9 – Controlador da temperatura do reservatório de água (Evaporador)
Figura 3.10 – Analisador de temperatura e multímetro
42
Os dados de temperaturas foram obtidos utilizando Termopares do tipo “T” com a
junção no centro do tubo de cobre, conforme Normas Brasileiras (NBR 12863). Foram
utilizados 5 termopares distribuídos da seguinte forma: temperatura de entrada (T1) e
temperatura de saída (T2) do evaporador, temperatura de entrada (T3) e temperatura de saída
(T4) do condensador e temperatura de entrada do compressor (T5), conforme a indicação das
posições dos termopares na entrada do instrumento para monitoramento e aquisição dos dados.
As medições referentes às pressões foram realizadas com o conjunto de manômetros de
alta pressão e baixa pressão, localizados respectivamente depois da descarga do compressor e
na saída do tubo capilar de expansão.
A temperatura da água na cuba do evaporador foi medida através do controlador digital
de temperatura regulando a atuação do refrigerador, sendo o setpoint de temperatura ajustado
para 10 °C.
3.3 - Descrição do Procedimento Experimental
Foram realizados ensaios em 6 configurações diferentes, conforme Diagrama abaixo,
como segue: 1) Original com convecção natural; 2) Original com convecção forçada; 3)
Modificado seco e convecção forçada; 4) Modificado seco e convecção natural; 5) Modificado
úmido e convecção forçada; 6) Modificado úmido e convecção natural.
Figura 3.11 – Diagrama das Configurações Experimentais Ensaiadas
Todas as configurações foram montadas com componentes similares do mesmo modelo
e marca e testadas conforme procedimento a seguir: Os instrumentos de medição na bancada
de teste são ligados e ajustados. A temperatura inicial da água na cuba em 28 oC, em equilíbrio
Condensador ORIGINAL
Condensador MODIFICADO
Convecção Natural (1)
Convecção Forçada (2)
SECO ÚMIDO
Convecção forçada (3)
Convecção forçada (5)
Convecção natural (4)
Convecção natural (6)
43
com a temperatura da sala, então o refrigerador é ligado, sendo monitorados todos os
parâmetros e o intervalo de tempo da partida até o instante em que o refrigerador é desligado
pelo controlador com o setpoint ajustado em 10 °C. Todos os dados da aquisição são
armazenados em planilha eletrônica para processamento e cálculo dos parâmetros e formatação
de gráficos comparativos. Os ensaios foram repetidos 3 vezes e considerados a média dos
valores de cada parâmetro para calcular os tempos e o coeficiente de performance COP, como
também a transferência de calor do evaporador e do condensador, e obtenção dos gráficos
pressão versus entalpia especifica (P x h). Finalmente os resultados de todas as configurações
testadas são comparados.
3.4-Parâmetros Medidos e Calculados
Os parâmetros e dados medidos e adquiridos durante os ensaios foram alimentados em
uma planilha eletrônica possibilitando calcular e determinar os demais parâmetros como:
Coeficiente de Eficácia (COP), Efeito frigorífico, Calor absorvido no Evaporador e Calor
dissipado no Condensador, dentre outros.
9:; =��8�� �
�� � = <. =
Onde: 9:; = Coeficiente de Eficácia �8� = Capacidade Frigorífica (kJ/s)
�� �= Potencia fornecida pelo compressor (kJ/s)
<= Corrente Elétrica no motor do compressor (Ampére)
== Tensão Elétrica no motor do compressor (Volts)
��8 ==á>?@. (⍴(. ℎ( − ⍴� . ℎ�)
A"
Onde:
44
=á>?@= Volume de água de uma batelada;
⍴( . ℎ(= Produto da densidade pela entalpia da água na temperatura inicial
⍴� . ℎ�=Produto da densidade pela entalpia da água na temperatura final
A"= Tempo de resfriamento do estado inicial para o final
Parâmetros fixos considerados: V (dm3) 2 Ti ( oC ) 28 Tf ( oC ) 10 ⍴i (kg/dm3) 0,997 ⍴f (kg/dm3) 1,000 Hi (kJ/kg) 117,370 Hf (kJ/kg) 42,021 V (Volts) 220 I (Ampére) 0,6
Cpi (kJ/kg.K) 4,177
Cpf (kJ/kg.K) 4,195
45
CAPÍTULO 4 – RESULTADOS E DISCUSSÃO
Este capítulo apresenta os resultados obtidos nos ensaios de desempenho para avaliar o
comportamento do sistema de refrigeração domestica investigado na condição original e com
as modificações propostas para o Condensador, que tem a função no ciclo termodinâmico de
dissipar calor para o meio ambiente.
Para efeito comparativo é feito primeiramente uma análise do efeito da convecção
forçada sobre a convecção natural nos resultados de desempenho obtidos nos ensaios das 6
configurações testadas, considerando o sistema frigorífico com Condensador Original e em
seguida com Condensador Modificado (com revestimento poroso) nas condições seca e
umidificada. Discute-se ainda, os resultados entre todas as configurações propostas em relação
à configuração original do sistema de refrigeração comercial estudado.
4.1 –Configuração Original com convecção forçada e com convecção natural:
O condensador tem a função de rejeitar o calor absorvido pelo evaporador, adicionado
do calor gerado pela compressão do fluido refrigerante, considerando que o fluido refrigerante
sai do compressor na forma de vapor superaquecido à alta pressão, e que no condensador, pela
eliminação do calor, faz retornar o vapor à fase líquida para que ele possa ser reutilizado no
ciclo de refrigeração.
Na grande maioria dos refrigeradores domésticos, por questão de redução de custo,
utiliza-se normalmente sistemas de refrigeração com condensador do tipo “tubo aramado” que
utiliza a circulação natural de ar (convecção natural) com o fluido refrigerante escoando por
dentro dos tubos.
Para efeito de comparação o sistema foi testado na configuração comercial com
convecção natural e numa configuração adaptando-se um eletro ventilador para realizar uma
convecção forçada.
Os dados coletados: temperatura na entrada do evaporador (T1), temperatura na saída
do evaporador (T2), temperatura na entrada do condensador (T3), temperatura na saída do
condensador (T4), temperatura na entrada do compressor (T5) (sucção), pressão de
condensação e pressão de evaporação do sistema, tempo de operação por batelada.
46
Gráfico 4.1 - Condensador Original: convecção natural e forçada
Verifica-se que o efeito da convecção forçada sobre a convecção natural com relação às
temperaturas T3 e T4 de entrada e saída do condensador é muito significativa o que propicia
uma maior dissipação térmica para o meio ambiente e, portanto, maiores Efeito Frigorífico e
Coeficiente de Eficácia.
O tempo de uma batelada para o ensaio do Condensador Original com convecção
forçada reduziu de aproximadamente 33% em relação à convecção natural. As Temperaturas
médias de entrada (T3) e saída (T4) do Condensador Original com convecção natural
reduziram, respectivamente, de 70 e 60 para 55 e 43 oC com convecção forçada. No Evaporador
as Temperaturas médias de entradas (T1) e saída (T2) mantiveram-se em 27 e 28oC para
convecção natural e em 21e 24oC quando na configuração com convecção forçada. Como
consequência, o Coeficiente de Eficácia aumentou de 1,55 para 2,30 respectivamente.
Conforme verificado nos gráficos de temperaturas a condição recomendada por
Venturini e Pirani (2005) de que em qualquer situação a temperatura de condensação nunca
seja superior a 55 ºC só é satisfeita para a configuração com convecção forçada no Condensador
Original. Além do mais, para garantir a eficiência do sistema de compressão e uma maior vida
útil do compressor a temperatura de condensação não deve ser maior que 48 ºC, quando a
temperatura de evaporação do sistema frigorífico for maior ou igual a 0 ºC.
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
Condensador Original: seco, convecçao naturalT
em
pe
ratu
ra (
°C)
Tempo (min)
T1
T2
T3
T4
Tag
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
Condensador Original: seco, convecçao forçada
Te
mp
era
tura
(°C
)
Tempo (min)
T1
T2
T3
T4
Tag
47
Gráfico 4.2 - Condensador Modificado Seco: Convecção Natural e Forçada
Verifica-se que com o Condensador Modificado e Seco o efeito da convecção forçada
sobre a convecção natural com relação às temperaturas T3 e T4 de entrada e saída do
condensador é muito significativa o que propicia uma maior dissipação térmica para o meio
ambiente e, portanto maiores Efeito Frigorífico e Coeficiente de Eficácia.
O tempo de uma batelada para o ensaio do Condensador Original Seco com convecção
forçada reduziu de aproximadamente 25% em relação à convecção natural. As Temperaturas
médias de entrada (T3) e saída (T4) do Condensador Original Seco com convecção natural
reduziram, respectivamente, de 59 e 40 para 55 e 54oC com convecção forçada. No Evaporador
as Temperaturas médias de entradas (T1) e saída (T2) mantiveram-se em 20 e 21oC para
convecção natural e em 23 e 27oC quando na configuração com convecção forçada. Como
consequência, o Coeficiente de Eficácia aumentou de 1,34 para 2,04 respectivamente.
Gráfico 4.3 - Condensador Modificado e Úmido: Convecção Natural e Forçada
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
Condensador Modificado: seco, convecçao naturalT
em
pera
tura
(°C
)
Tempo (min)
T1
T2
T3
T4
Tag
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
Condensador Modificado: umido, convecçao forçada
Tem
pera
tura
(°C
)
Tempo (min)
T1
T2
T3
T4
Tag
48
Verifica-se que com o Condensador Modificado e úmido o efeito da convecção forçada
sobre a convecção natural com relação às temperaturas T3 e T4 de entrada e saída do
condensador foi significativo, propiciando maiores Efeito Frigorífico e Coeficiente de Eficácia.
O tempo de uma batelada para o ensaio do Condensador Original Úmido com
convecção forçada reduziu de aproximadamente 25% em relação à convecção natural. As
Temperaturas médias de entrada (T3) e saída (T4) do Condensador Original Úmido com
convecção natural reduziram, respectivamente, de 62 e 41 para 41 e 36oC com convecção
forçada. No Evaporador as Temperaturas médias de entradas (T1) e saída (T2) mantiveram-se
em 21 e 24oC para convecção natural e em 18 e 22oC quando na configuração com convecção
forçada. Como consequência, o Coeficiente de Eficácia aumentou de 2,56 para 2,67
respectivamente.
4.4 – Análise comparativa entre as configurações ensaiadas
Na tabela demonstra a temperatura de operação para diferentes configurações do condensador
Configurações testadas T1
(Ee) T2
(Es) T3
(Ce) T4
(Cs) ∆tm (s)
Condensador Original com convecção natural 26,2 26,3 70,2 57,7 731
Condensador Original com convecção forçada 25,6 21,6 47,0 43,9 493
Condensador Modificado seco e convecção
natural
23,0 22,9 62,9 41,3 845
Condensador Modificado seco e convecção
forçada
26,8 26,0 54,4 53,6 557
Condensador Modificado úmido e convecção
natural
25,1 22,7 62,0 44,1 444
Condensador Modificado úmido e convecção
forçada
24,6 21,0 41,0 37,1 425
Tabela 4.1 – Temperaturas: Evaporador T1 entrada (Ee) e T2 saída (Es), Condensador T3
entrada (Ce) e T4 saída (Cs), T5 Compressor (Cpe), Tempo médio de resfriamento por
batelada (∆tm).
49
Condensadores PC (Psi) Pe (Psi)
Original com convecção natural 388,3 34,6
Original com convecção forçada 238,3 27
Modificado seco e convecção forçada 311,7 27,3
Modificado seco e convecção natural 232 32
Modificado úmido e convecção forçada 168,3 23,3
Modificado úmido e convecção natural 210 35
Tabela 4.2 – Pressões de operação para diferentes configurações do condensador
Gráfico 4.4 – Pressão condensador (Pc) e Evaporador (Pe)
O gráfico 4.4 apresenta uma queda de pressão no condensador modificado úmido e
convecção forçada na ordem de 57% em relação ao condensador original convecção natural e
uma variação de pressão no evaporador de 23 % relacionada a mesma condição.
0
50
100
150
200
250
300
350
400
450
Original
com
convecção
natural
Original
com
convecção
forçada
Modificado
seco e
convecção
forçada
Modificado
seco e
convecção
natural
Modificado
úmido e
convecção
forçada
Modificado
úmido e
convecção
natural
Pre
ssã
o (
Psi
)
Condensadores
Média da Pressão
PCond. (Psi)
Pevap. (Psi)
50
Na tabela 3, é mostrado os valores do COP, para cada configuração ensaiada.
Ciclo COP
Original com convecção natural 1,55
Original com convecção forçada 2,30
Modificado seco e convecção natural 1,34
Modificado seco e convecção forçada 2,04
Modificado úmido e convecção natural 2,56
Modificado úmido e convecção forçada 2,67
Tabela 4.3 – Análise para diferentes configurações do condensador do COP
Nos ensaios realizados para verificação do coeficiente de performance (COP), percebe-
se inicialmente que o sistema com condensador modificado úmido e convecção forçada
apresenta o maior desempenho avaliado pelo cálculo do COP.
Os gráficos 4 e 5 mostram as o diagrama p x h dos ciclos reais e ideais respectivamente,
para cada instante analisado em gráficos do tipo pressão versus entalpia específica:
Gráfico 4.5 – Diagrama p x h do ciclo de refrigeração Moller real
51
Gráfico 4.6 – Diagrama p x h do ciclo de refrigeração Moller ideal
A avaliação global entre as configurações testadas mostra que:
O uso da convecção forçada na configuração com o Condensador Original teve um
efeito muito maior quando comparado com as Configurações com o Condensador Modificado.
As configurações com convecção forçada requerem a utilização do eletro ventilador,
sendo um componente adicional no custo, além do consumo de energia.
A configuração com Condensador Modificado Úmido com convecção natural
apresentou um Coeficiente de Eficácia (COP) 65 % maior que o da configuração com
Condensador Original com convecção natural e11 %maior comparado como Condensador
Original com convecção forçada, sendo considerada a configuração com a melhor relação custo
benefício.
52
CAPÍTULO 05 – CONCLUSÕES E SUGESTÕES
5.1- CONCLUSÕES:
O trabalho teve como finalidade fazer uma análise térmica experimental em uma
bancada de teste de um sistema de refrigeração comercial (bebedouro d’água), avaliando o
comportamento do sistema original com as diversas configurações propostas com o
condensador modificado.
O Coeficiente de Eficácia (COP) com o condensador original com convecção natural,
apresentou um valor de 1,55 e a Temperatura média do Condensador de 70oC a 55 ºC superior
conforme Venturini e Pirani (2005) Para esse tipo de aplicação.
A configuração de melhor COP (2,67) foi ao sistema equipado com Condensador
Modificado Úmido e com convecção forçada por eletro ventilador, sendo 72 % maior que a
configuração original.
O sistema equipado com Condensador Modificado Úmido e com convecção natural
apresentou um COP de 2,56, sendo 65 % maior que a configuração original. Esta configuração
não utiliza eletro ventilador o que simplifica e favorece a relação custo versus benefício.
Portanto, apresenta um menor consumo de energia comparado ao condensador original. Pode-
se verificar neste trabalho que o condensador Modificado com convecção natural, quando
umidificado, gastou 444 segundos para resfriar dois litros de água que se encontrava na
temperatura de 28 0C, até à temperatura de 10 0C, enquanto que o condensador original com
convecção natural gastou 731 segundos para resfriar a mesma quantidade de água para uma
mesma faixa de temperatura, e como consumo de energia é calculado pelo produto da potência
requerida para o funcionamento do sistema e o tempo necessário à ocorrência resfriamento.
Desta forma pode-se concluir que o condensador modificado úmido e com convecção natural é
o que melhor se adapta ao sistema proposto.
Em contrapartida, o condensador Modificado Seco com convecção natural apresentou
um COP de 1,34, desta maneira o condensador original teve um desempenho melhor,
aproximadamente de 14%. Desta forma, pode-se verificar que a eficácia do sistema evaporativo
proposto é relevante quando se tem um elemento umidificador atrelado ao meio dissipativo, o
qual contribui para uma maior troca de calor com o meio externo. Desta forma, não tem sentido
53
a utilização de revestimento poroso para operar a seco, pois aumenta a resistência dissipativa
em comparação com o Condensador Original.
5.2 - SUGESTÕES PARA TRABALHOS FUTUROS:
O presente trabalho abre uma grande possibilidade de uma série de trabalhos e
perspectivas futuras, tendo como base novos estudos utilizando a bancada. Com os resultados
obtidos, torna-se premente a continuidade do estudo com mudança de alguns parâmetros:
a) Mudança no material e características do revestimento poroso;
b) Velocidades variadas da convecção forçada;
c) Investigação na variação da temperatura de resfriamento;
d) Avaliação da quantidade de umidade do meio poroso;
54
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58
Apêndices
Análise dos Experimentos realizado no condensador original com convecção natural
CONDENSADOR ORIGINAL E CONVECÇÃO NATURAL
Parâmetros Ensaio (I)
Ensaio (II) Ensaio (III) Valores
Médios
T1 25,2 26,2 28,2 26,5
T2 26,4 28 29,2 27,9
T3 72,6 77,7 59,4 69,9
T4 65 60,2 55 60,1
T5 48,9 57 60,7 55,5
I 0,5 0,6 0,6 0,6
Pc 370 380 415 388,3
Pe 32 34 38 34,7
tr 730s 710s 755s 731s
T1-temperatura na entrada do evaporador (C0). T2-temperatura na saída do evaporador (C0). T3-temperatura na entrada do condensador (C0). T4-temperatura na saída do condensador (C0). T5-temperatura na entrada do compressor(sucção) (C0). I-corrente (A) ampere. PC-pressão no condensador. (psi) PE-pressão no evaporador. (psi) TR-tempo de resfriamento. Volume de água na cuba: 2,0 litros. Temperatura ambiente: 29 0C. Umidade do ar: 63%. Desligamento do sistema:Quandoa água atinge 10oC
Reativação do sistema:Quando a água atinge 12oC Água natural: 28.5c0 Água resfriada: 10c0
59
Experimento realizado com condensador original com convecção forçada
CONDENSADOR ORIGINAL E CONVECÇÃO FORÇADA
Parâmetros Ensaio (I)
Ensaio (II) Ensaio (III) Valores Médios
T1 19,6 21 21,3 20,6
T2 23 24,5 24,7 24,1
T3 54 61,2 63,2 59,5
T4 41 43,9 44,6 43,2
T5 42 43,5 45,3 43,6
I 0,6 0,6 0,6 0,6
Pc 245 230 240 238,3
Pe 28 26 27 27
tr 504s 490s 485s 493s
T1-temperatura na entrada do evaporador. T2-temperatura na saída do evaporador. T3-temperatura na entrada do condensador T4-temperatura na saída do condensador. T5-temperatura na entrada do compressor(sucção). I-corrente (A) amperagem. PC-pressão no condensador. (psi) PE-pressão no evaporador. (psi). TR-tempo de resfriamento. (min:seg) Volume de água na cuba: 2,0 litros. Temperatura ambiente: 29 0C. Umidade do ar: 63%. Desligamento do sistema:Quando a água atinge 10c0
Reativação do sistema:Quando a água atinge 12c0 Água natural: 28.5c0 Água resfriada: 10c0
60
Experimento realizado com modificado seco com convecção forçada
CONDENSADOR MODIFICADO SECO E CONVECÇÃO FORÇADA
Parâmetros
Ensaio (i)
Ensaio (ii) Ensaio (iii) Valores Médios
T1 20,60 23,50 24,60 22,90
T2 25,60 27,20 27,90 26,90
T3 50,00 54,20 61,00 55,07
T4 51,00 53,00 57,30 53,77
T5 40,30 45,60 44,40 43,43
I 0,96 0,94 0,97 0,96
Pc 275,00 310,00 350,00 311,67
Pe 22,00 30,00 30,00 27,33
tr 547s 551s 572s 557s
T1-temperatura na entrada do evaporador. T2-temperatura na saída do evaporador. T3-temperatura na entrada do condensador T4-temperatura na saída do condensador. T5-temperatura na entrada do compressor(sucção). I-corrente (A) amperagem. PC-pressão no condensador. (psi) PE-pressão no evaporador. (psi) TR-tempo de resfriamento. (min:seg) Volume de água na cuba: 2,0 litros. Temperatura ambiente: 29 0C. Umidade do ar: 63%. Desligamento do sistema:Quando a água atinge 10c0
Reativação do sistema:Quando a água atinge 12c0 Água natural: 28.5c0 Água resfriada: 10c0
61
Experimento realizado com condensador modificado seco com convecção natural
Condensador modificado seco convecção natural
Parâmetros Ensaio (I)
Ensaio (II) Ensaio (III) Valores Médios
T1 19 20,1 20,2 19,8
T2 21,3 21,1 21,7 21,3
T3 58,1 58,2 59,4 58,5
T4 40,1 41 42,1 40,1
T5 42,8 42,3 42,4 42,5
I 0,81 0,80 0,82 0,81
Pc 230 234 232 232
Pe 33 32 31 32
tr 852 836 861 849
Experimento realizado com condensador modificado úmido com convecção forçada
CONDENSADOR modificado úmido convecção forçada
Parâmetros Ensaio (I)
Ensaio (II) Ensaio (III)
Valores Médios
T1 17,8 18,4 19,2 18,47
T2 22 21,8 22,2 22,00
T3 38,8 41,4 42 40,73
T4 33,8 36 36,8 35,53
T5 34,3 36,4 38,8 36,50
I 0,9 0,93 0,94 0,92
Pc 150 175 180 168,33
Pe 22 23 25 23,33
tr 430s 426s 420s 425s
62
T1-temperatura na entrada do evaporador. T2-temperatura na saída do evaporador. T3-temperatura na entrada do condensador T4-temperatura na saída do condensador. T5-temperatura na entrada do compressor(sucção). I-corrente (A) amperagem. PC-pressão no condensador. (psi) PE-pressão no evaporador. (psi) TR-tempo de resfriamento. (min:seg) Volume de água na cuba: 2,0 litros. Temperatura ambiente: 29 0C. Umidade do ar: 63%. Desligamento do sistema: Quando a água atinge 10c0
Reativação do sistema: Quando a água atinge 12c0 Água natural: 28.5c0 Água resfriada: 10c0
Volume de água (evaporada) gasta no banho do recheio de gesso no condensador: 500 ml
Experimento realizado com condensador modificado úmido com convecção natural
CONDENSADOR modificado úmido convecção natural
Parâmetros Ensaio (I)
Ensaio (II) Ensaio (III) Valores Médios
T1 21 21 20,7 21
T2 23,8 24,1 24 23,8
T3 61,5 62,5 64,4 61,5
T4 41,3 44 45 41,3
T5 44,6 45.6 46,2 44,6
I 0,85 0,80 0,85 0,85
Pc 210 240 235 210
Pe 35 32 30 35
tr 439s 440s 455 444s
T1-temperatura na entrada do evaporador. T2-temperatura na saída do evaporador. T3-temperatura na entrada do condensador T4-temperatura na saída do condensador. T5-temperatura na entrada do compressor(sucção). I-corrente (A) amperagem. PC-pressão no condensador. (psi) PE-pressão no evaporador. (psi)
63
TR-tempo de resfriamento. (min:seg) Volume de água na cuba: 2,0 litros. Temperatura ambiente: 29 0C. Umidade do ar: 63%. Desligamento do sistema: Quando a água atinge 10c0
Reativação do sistema: Quando a água atinge 12c0 Água natural: 28.5c0 Água resfriada: 10c0
Volume de água (evaporada) gasta no banho do recheio de gesso no condensador: 800 ml
