Desenvolvimento do Projeto de uma Bancada Didática de Refrigeração por Compressão de Vapor

UNIVERSIDADE DE CAXIAS DO SUL CENTRO DE CIÊNCIAS EXATAS E TECNOLOGIA CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA ÉVERTON TOIGO DESENVOLVIMENTO DO PROJETO DE UMA BANCADA DIDÁTICA DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR CAXIAS DO SUL JULHO 2013 1 ÉVERTON TOIGO DESENVOLVIMENTO DO PROJETO DE UMA BANCADA DIDÁTICA DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR Trabalho de Conclusão de Curso apresentado como requisito parcial para a conclusão do Curso de Engenharia Mecânica pela Universidade de Caxias do Sul Supervisor Prof Carlos Roberto Altafini Dr Eng CAXIAS DO SUL JULHO 2013 2 ÉVERTON TOIGO DESENVOLVIMENTO DO PROJETO DE UMA BANCADA DIDÁTICA DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR Trabalho de Conclusão de Curso apresentado como requisito parcial para a conclusão do Curso de Engenharia Mecânica pela Universidade de Caxias do Sul Supervisor Prof Carlos Roberto Altafini Dr Eng Aprovado em Banca Examinadora Prof Carlos Roberto Altafini Dr Eng Superv de Estágio Supervisionado em Engenharia Mecânica Universidade de Caxias do Sul UCS Prof Eduardo Nabinger Dr Eng Universidade de Caxias do Sul UCS Prof Sergio Machado de Godoy M Eng Universidade de Caxias do Sul UCS Gilvan A Menegotto Eng Orientador de Estágio na Empresa 3 RESUMO O entendimento dos mecanismos e fenômenos termodinâmicos envolvidos em um sistema de refrigeração por compressão de vapor pode ser bastante complexo principalmente pela quantidade de parâmetros e a influência que apresentam nas condições de operação e rendimento da instalação O presente trabalho estabelece os conceitos e a metodologia empregada para o desenvolvimento de uma bancada didática que propicie a análise experimental de um sistema de refrigeração por compressão de vapor Os diversos estados da substância refrigerante nos diferentes pontos da bancada bem como o COP de todo o sistema podem ser determinados em tempo real a partir de ajustes preestabelecidos de carga térmica e de operação Palavraschave termodinâmica ciclo de refrigeração bancada didática COP 4 ABSTRACT Understanding the mechanisms and thermodynamic phenomena involved in a cooling system by vapor compression can be complex especially for large number of parameters and the influence they have on the operating conditions and performance of the installation This study establishes the concepts and methodology for development of a didactic workbench which allow an experimental analysis of a cooling vapor compression In real time and from settings of thermal load and operation you can determine the different states of the substance and the theoretical COP Keywords thermodynamics refrigeration cycle didactic workbench COP 5 LISTA DE FIGURAS Figura 21 O ciclo de refrigeração por compressão de vapor 14 Figura 22 O ciclo de refrigeração no diagrama ph 15 Figura 23 O ciclo frigorífico de Carnot 18 Figura 24 Compressor alternativo 20 Figura 25 Compressor scroll 21 Figura 26 Trocador de placas 25 Figura 27 Distribuição de temperaturas em um trocador de calor 26 Figura 31 Condicionador de ar split 36 Figura 32 Bancada para montagem em refrigeração 37 Figura 33 Simulador VRF 37 Figura 34 Diagrama do simulador VRF 38 Figura 35 Fluxograma de trabalho 39 Figura 36 Diagrama da bancada de análise termodinâmica 42 Figura 37 O ciclo teórico de refrigeração da bancada no diagrama ph 44 Figura 38 Imagem da instalação dos sensores de temperatura 48 Figura 39 Imagem ilustrativa do projeto da bancada 50 Figura 310 Imagem ilustrativa do painel de comando 51 Figura 311 Imagem da aplicação de supervisão 52 Figura 312 Imagem da estrutura de alumínio 53 Figura 313 Imagem do painel elétrico 54 Figura 314 Imagem da bancada finalizada 55 Figura 41 Tela durante o teste com carga 1300 W 58 Figura 42 Tela do diagrama de entalpia e pressão com carga 1300 W 61 Figura 43 Conexões expostas no evaporador 62 Figura 44 Valores obtidos durante o teste com carga de 1800 W 64 Figura 45 Tela do diagrama de entalpia e pressão com carga 1800 W 66 Figura 46 Gráfico das pressões de sucção e descarga 68 Figura 47 Gráfico da rotação do compressor 69 Figura 48 Gráfico da temperatura na entrada e saída do compressor 70 Figura 49 Gráfico da velocidade da bomba e trocas térmicas do condensador 70 Figura 410 Gráfico da velocidade da bomba e trocas térmicas do evaporador 71 6 LISTA DE TABELAS Tabela 31 Propriedade termodinâmicas do R134a no ciclo 43 Tabela 32 Parâmetros para seleção de componentes 47 Tabela 41 Diferença percentual na entalpia calculada para a carga de 1300 W 59 Tabela 42 Valores teóricos e práticos para o teste com carga 1300 W 60 Tabela 43 Diferença percentual na entalpia calculada com carga 1800W 65 Tabela 44 Valores teóricos e práticos para o teste com carga 1800 W 65 7 LISTA DE QUADROS Quadro 21 Características das linhas de refrigerante 30 Quadro 22 Propriedades de vários refrigerantes 32 8 LISTA DE SIGLAS área de troca m² calor específico da água JkgK coeficiente de eficácia adimensional coeficiente de eficácia de Carnot adimensional diâmetro do tubo m deslocamento volumétrico m³s coeficiente de atrito adimensional fator de correção conforme o tipo do trocador de calor adimensional entalpia Jkg entalpia na entrada do compressor Jkg entalpia na saída do compressor Jkg irreversibilidade WK fluxo de massa kgs fluxo de água no processo kgs potência de compressão W calor trocado W calor retirado através do evaporador W resistência total KW entropia JkgK temperatura K taxa de deslocamento m³s temperatura de saída da água C temperatura de saída da água C temperatura baixa K temperatura alta K coeficiente global de transferência de calor Wm² K velocidade média do fluido m²s volume específico na entrada do compressor m³kg trabalho realizado W trabalho realizado W densidade do fluido kgm³ diferença de temperatura média logarítmica C diferença de temperatura na entrada do trocador C diferença de temperatura na saída do trocador C 9 LISTA DE ABREVIAÇÕES AUT Automação Industrial AC Ar Condicionado CAD 3D Projeto Auxiliado por Computador em Três Dimensões CFCs Clorofluorcarbonos CLP Controlador Lógico Programável COP Coeficiente de Eficácia EPT Ensino Profissional Tecnológico GWP Potencial de Aquecimento Global HFCs Hidrofluorcarbonetos IHM Interface Homem Máquina ODP Potencial de Destruição da Camada de Ozônio PD Pesquisa e Desenvolvimento PID Proporcional Integral Derivativo VRF Fluxo Variável de Refrigerante 10 SUMÁRIO 1 CARACTERIZAÇÃO GERAL DO TRABALHO 12 11 CONTEXTUALIZAÇÃO 12 12 AMBIENTE DE ESTÁGIO 12 13 JUSTIFICATIVA DO ESTÁGIO 13 14 OBJETIVOS 13 141 Objetivo geral 13 142 Objetivos específicos 13 2 REFERENCIAIS TEÓRICOS 14 21 CICLO DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR 14 22 CICLO DE CARNOT 17 23 COEFICIENTE DE EFICÁCIA COP 18 24 COMPRESSORES 19 241 Compressores rotativos 19 242 Compressores alternativos 20 243 Compressores scroll 20 244 Compressores centrífugos 22 245 Compressores parafuso 22 246 Acionamento dos compressores 22 247 Dimensionamento do compressor 22 25 TROCADORES DE CALOR 24 251 Evaporadores 24 252 Condensadores 25 253 Dimensionamento dos trocadores 25 26 DISPOSITIVOS DE EXPANSÃO 28 27 TUBULAÇÕES 29 28 REFRIGERANTES 31 29 ELEMENTOS DE CONTROLE E INSTRUMENTAÇÃO 33 291 Pressão 33 292 Vazão 34 293 Controlador Lógico Programável CLP 34 294 Temperatura 35 295 Válvulas de controle 35 11 296 Software supervisório 35 3 DESENVOLVIMENTO DO TRABALHO 36 31 AMBIENTE ATUAL 36 32 METODOLOGIA DE DESENVOLVIMENTO 39 321 Levantamento de mercado 40 322 Conceituação da bancada 40 323 Dimensionamento teórico do sistema 43 33 DESENVOLVIMENTO DO PROJETO 46 331 Adequação com itens de mercado 46 332 Análise de custos e revisão do projeto 49 333 Desenvolvimento do projeto mecânico 49 334 Desenvolvimento do projeto elétrico 51 335 Desenvolvimento da aplicação de supervisão 52 336 Construção do protótipo 53 337 Testes e adequações finais 55 34 METODOLOGIA DO ENSAIO 56 4 ANÁLISE E DISCUSSÃO DE RESULTADOS 58 41 RESULTADO COM BAIXA CARGA TÉRMICA 58 42 RESULTADO COM ALTA CARGA TÉRMICA 64 43 ANÁLISE DE GRÁFICOS 67 5 CONCLUSÃO 72 6 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS 73 APÊNDICE A CATÁLOGO COMPRESSOR BITZER 75 APÊNDICE B CATÁLOGO VÁLVULA DE EXPANSÃO 76 APÊNDICE C CATÁLOGO DO CONDENSADOR ELGIN 77 APÊNDICE D CATÁLOGO DA BOMBA KSB 78 12 1 CARACTERIZAÇÃO GERAL DO TRABALHO 11 CONTEXTUALIZAÇÃO Os sistemas de refrigeração por compressão de vapor são amplamente utilizados nas indústrias estabelecimentos comerciais e residências Cada um destes segmentos dispõe de diferentes equipamentos e configurações porém tanto um sistema de ar condicionado quanto um refrigerador residencial ou até mesmo uma câmara frigorífica industrial operam baseados no ciclo de refrigeração por compressão de vapor Embora o conceito do ciclo seja relativamente simples o entendimento dos fenômenos físicos que ocorrem durante o processo e os efeitos que estes fenômenos têm sobre a operação costumam gerar dúvidas comprometendo assim o aprendizado Uma forma de facilitar o discernimento é através da integração entre a parte conceitual e a experimental ou seja através da comprovação da teoria vista em sala de aula com os resultados medidos em um equipamento físico no laboratório Sendo assim o presente trabalho tem como proposta o desenvolvimento do projeto de uma bancada didática de refrigeração por compressão de vapor construída com os principais equipamentos que fazem parte do ciclo O projeto prevê ainda a definição da instrumentação e automação da bancada de modo a permitir que os dados de pressão temperatura e vazão sejam facilmente coletados e os parâmetros de operação ajustados 12 AMBIENTE DE ESTÁGIO O projeto da bancada didática foi desenvolvido junto ao setor de Pesquisa e Desenvolvimento PD da Automatus Engenharia Localizada em Caxias do Sul com sede própria a empresa atua desde 2000 no segmento de Automação Industrial AUT desenvolvendo projetos e painéis elétricos para a indústria de fabricante de máquinas A partir de 2006 a empresa criou a divisão de Ensino Profissional Tecnológico EPT que é voltada para atender escolas universidades e instituições de ensino técnico profissional de todo país desenvolvendo bancadas e kits didáticos nas seguintes áreas do conhecimento automação eletricidade industrial eletricidade predial instrumentação mecânica e refrigeração A empresa oferece ainda os treinamentos para utilização dos equipamentos que são acompanhados de apostilas e tarefas práticas Atualmente conta com uma estrutura de 13 aproximadamente 90 colaboradores sendo que o faturamento das unidades AUT e EPT representam aproximadamente 50 cada 13 JUSTIFICATIVA DO ESTÁGIO O planejamento estratégico da empresa prevê crescimento da unidade EPT sustentado na exploração de novos mercados e na especialização em algumas das áreas de conhecimento mencionadas acima Para isso foram realizados investimentos em PD objetivando a criação de novos kits e bancadas didáticas que além das práticas de cunho técnico possibilitassem a exploração conceitual sobre algum assunto Uma das áreas que a empresa pretendia se especializar é a de refrigeração visto a boa aceitação que alguns produtos já desenvolvidos tiveram e também pelo amplo mercado que ela representa Estes fatores foram determinantes e nortearam a escolha do assunto 14 OBJETIVOS 141 Objetivo geral O objetivo geral deste trabalho é conceber e desenvolver o projeto de uma bancada didática de refrigeração por compressão de vapor dimensionando seus componentes instrumentos de medição e controle 142 Objetivos específicos Como objetivos específicos constam a definir os componentes do sistema b dimensionar cada componente isoladamente c definir a instrumentação necessária d estabelecer o sistema de controle e desenvolver a aplicação de supervisão e f construir a bancada 14 2 REFERENCIAIS TEÓRICOS Nesse capítulo será feita uma revisão bibliográfica sobre o ciclo de refrigeração por compressão de vapor descrevendose todos os seus componentes parâmetros de operação e de eficiência do mesmo Considerações teóricas de funcionamento desses sistemas de refrigeração também serão abordadas 21 CICLO DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR O ciclo padrão de refrigeração por compressão de vapor passa por quatro processos básicos que estão representados na Figura 21 Obviamente podem haver sistemas mais complexos como os ciclos de múltiplos estágios de compressão que envolvem um número relativamente maior de componentes no entanto o princípio básico de funcionamento é o mesmo Figura 21 O ciclo de refrigeração por compressão de vapor Fonte adaptado de Ashrae 1997 O fluido refrigerante circula entre os componentes e se responsabiliza por deslocar o calor captado no evaporador até o meio externo através do condensador No evaporador o fluido está à baixa pressão e temperatura de modo que recebe calor do meio Em seguida o 15 fluido tem sua pressão e temperatura aumentada pelo trabalho do compressor O calor recebido até então é rejeitado no condensador e em seguida o fluido refrigerante volta a ter sua temperatura e pressão reduzida através da válvula de expansão completando assim o processo Compreender o ciclo de refrigeração através do gráfico ph é de fundamental importância para o entendimento do processo Ele está representado na Figura 22 No ciclo de Carnot que é o de maior eficiência o processo ocorre com duas etapas isotérmicas e duas isoentrópicas que se desenvolvem dentro da curva de saturação Na prática isso significaria ter um compressor operando com parte de líquido o que é impossível Por isso a curva teórica no diagrama ph é um pouco diferente Segundo Borgnakke e Sonntag 2009 o ciclo mostrado na Figura 21 pode ser utilizado de duas formas A primeira é utilizálo como ciclo de refrigeração em que o objetivo é manter o espaço refrigerado com a temperatura do evaporador que será inferior a do ambiente A segunda situação é utilizar o ciclo da Figura 21 como bomba de calor Neste caso o objetivo é manter o espaço a temperatura do condensador que é maior que a temperatura do ambiente Figura 22 O ciclo de refrigeração no diagrama ph Fonte adaptado de Ashrae 1997 Aplicandose as equações de conservação de energias para os volumes de controle representados pelo evaporador equação 21 compressor equação 22 condensador equação 23 e válvula de expansão equação 24 temse 16 21 22 23 24 onde calor trocado W trabalho realizado W fluxo de massa kgs e entalpia Jkg As equações consideram condições ideais de operação como deslocamento volumétrico de 100 no compressor e entalpia constante através da válvula de expansão a qual não apresenta transferências de calor variação de energia potencial ou cinética Sistemas reais operam de forma diferente em relação aos ciclos ideais sob vários aspectos Perdas de pressão ocorrem em todos os lugares do sistema exceto no processo de compressão Transferências de calor ocorrem entre o fluido refrigerante e o ambiente em todos os componentes O processo de compressão real se difere substancialmente em relação à compressão isoentrópica ASHRAE 1997 Todos os desvios mencionados acima geram irreversibilidades no sistema que devem ser compensadas com um acréscimo de energia no trabalho de compressão Para o dimensionamento e até mesmo o entendimento do funcionamento de algum sistema é bastante importante compreender e estimar as irreversibilidades pois a redução delas tem ligação direta com o coeficiente de eficácia COP Baseado na segunda lei da termodinâmica que estabelece que os processos irreversíveis ocorram numa certa direção mas não ao contrário como nos reversíveis temse para os compressores trocadores de calor e tubulações a equação 25 e para a válvula de expansão a equação 26 25 26 17 onde irreversibilidade WK fluxo de massa kgs entropia JkgK energia W e temperatura K 22 CICLO DE CARNOT Na termodinâmica o ciclo de Carnot é representado por um processo cíclico reversível que se divide em quatro etapas ou transformações sendo que duas são isotérmicas e duas são adiabáticas O ciclo opera entre dois reservatórios térmicos ideais que não mudam suas características em função do processo estando um deles a alta temperatura e outro a baixa temperatura O ciclo de Carnot pode atuar como um motor térmico utilizando o calor do reservatório de alta temperatura e rejeitando o excedente num reservatório de baixa temperatura Se operado de forma inversa e reversível o ciclo passa e se comportar como um refrigerador que desloca calor do reservatório de baixa temperatura para o de alta temperatura à custa de um trabalho A Figura 23 representa o ciclo frigorífico de Carnot com suas quatro etapas Entre os pontos 1 e 2 ocorre a compressão adiabática e reversível entre os pontos 2 e 3 há a rejeição de calor a temperatura constante entre os pontos 3 e 4 ocorre a expansão adiabática e reversível e finalmente entre os pontos 4 e 1 há a remoção isotérmica de calor de um ambiente a baixa temperatura STOECKER e JABARDO 2002 O ciclo de Carnot é considerado ideal porque opera de forma reversível e essa reversibilidade permite obter a maior eficiência térmica sob os níveis estabelecidos de temperatura Na prática o ciclo real de refrigeração não opera de forma reversível pois as diferenças de temperatura nos trocadores de calor não são infinitesimais e além disso o compressor e a válvula de expansão não operam de forma isoentrópica pois apresentam perdas como o atrito Embora seja apenas um processo ideal compreender o ciclo frigorífico de Carnot é algo importante sob o ponto de vista da engenharia já que ele estabelece o limite máximo de eficiência que o equipamento pode atingir operando entre dois níveis de temperatura Esse 18 limite pode ser relacionado com o valor de eficiência real de modo a visualizar o quanto um sistema está ou não bem dimensionado Figura 23 O ciclo frigorífico de Carnot Fonte adaptado de Stoecker e Jabardo 2002 23 COEFICIENTE DE EFICÁCIA COP O coeficiente de eficácia relaciona a quantidade de energia útil com a quantidade de energia gasta para se obter isso Em refrigeração definese a energia útil como a quantidade de calor retirada através do evaporador e a energia gasta como a energia entregue ao compressor para a sua operação Sendo assim o COP é expresso pela equação 27 27 onde coeficiente de eficácia adimensional calor retirado através do evaporador W e trabalho líquido do ciclo W Já para o ciclo de refrigeração de Carnot o coeficiente de eficácia é dado em função das temperaturas extremas do ciclo como visto na equação 28 19 28 onde coeficiente de eficácia de Carnot adimensional temperatura baixa K normalmente igual à temperatura de evaporação e temperatura alta K normalmente igual à temperatura de condensação O coeficiente de eficácia é bastante utilizado em equipamentos de refrigeração para informar os quão eficientes eles são Pelas equações fica fácil observar que quanto menor for a diferença entre a temperatura de evaporação e condensação maior será o coeficiente de eficácia no entanto essas temperaturas não podem ser determinadas arbitrariamente pelo projetista mas sim pelas condições de instalação e operação do equipamento 24 COMPRESSORES Os compressores são um dos componentes mais importantes no sistema de refrigeração já que eles têm por função bombear o fluido refrigerante através do sistema Na entrada os compressores recebem fluido refrigerante no estado de vapor a baixa pressão e temperatura e entregam em sua saída o refrigerante ainda no estado de vapor porém a alta pressão e temperatura Evidentemente existem diversos tipos de compressores que podem ser classificados de acordo com a forma construtiva rotativo alternativo scroll centrífugo e parafuso Ainda podem ser classificados quanto ao tipo de carcaça hermético semihermético e aberto 241 Compressores rotativos Segundo Silva 2010 o compressor rotativo pode ser do tipo de palhetas simples ou de múltiplas palhetas No compressor de palhetas simples ou de pistão rolante o eixo do cilindro é excêntrico ao motor de modo que a compressão se dá pela formação de duas câmaras sendo uma de sucção e outra de descarga divididas por uma palheta simples atuada por mola A compressão se dá com a redução do volume da câmara de descarga pelo rotor 20 O compressor de palhetas múltiplas tem o mesmo tipo de disposição do rotor em relação ao cilindro de compressão porém nesse caso as lâminas formam diversas câmaras de compressão 242 Compressores alternativos Neste tipo de equipamento o efeito de compressão é realizado através do movimento alternativo do pistão que fica conectado ao motor através de um sistema de transmissão tipo biela manivela Válvulas localizadas no tampo superior se responsabilizam por receber e enviar o fluido refrigerante através do sistema SILVA 2010 Devido a sua forma construtiva estes tipos de compressores têm uma ampla gama de aplicação que permite utilizálos tanto em instalações de pequeno quanto de grande porte A Figura 24 ilustra o compressor alternativo Figura 24 Compressor alternativo Fonte adaptado de Silva 2010 243 Compressores scroll Os compressores do tipo scroll possuem origem mais recente no entanto estão sendo amplamente utilizados em sistemas residenciais e comerciais de refrigeração Sua forma permite deslocar o fluido refrigerante entre uma espiral fixa e outra móvel dispensando assim o uso de válvulas na sucção e descarga A Figura 25 demonstra o princípio de funcionamento 21 que consiste em deslocar o fluido da extremidade até o centro do espiral fazendo seu volume diminuir causando assim um aumento de pressão Os compressores scroll apresentam vantagens tanto na redução de ruídos e vibração como em termos de desempenho energético De acordo com Aprea Mastrullo e Renno 2005 os resultados de desempenho deste tipo de compressor podem ser comparados com os de compressores de alta eficiência do tipo semihermético recíproco De fato para altas taxas de compressão os resultados do tipo recíproco são melhores que o scroll mas é possível aumentar a eficiência deste injetando refrigerante no estado de saturação líquido vapor Figura 25 Compressor scroll Fonte adaptado de Chen Halm Groll e Braun 2001 Aprea Mastrullo e Renno 2005 ainda comentam que outra possibilidade para aumentar a eficiência dos compressores scroll está ligada a sua tendência de modulação de velocidade variando assim a capacidade de refrigeração Estes equipamentos permitem ser operados com uma frequência de até 15 Hz o que não é viável para compressores semi herméticos recíprocos que abaixo de 30 Hz têm o ruído e vibração aumentados consideravelmente além de problemas na lubrificação devido ao sistema de esguicho 22 244 Compressores centrífugos Estes compressores podem ser utilizados em sistemas de grande capacidade em lugar de compressores alternativos As vantagens principais do compressor centrífugo é que ele pesa menos é mais compacto e vibra menos que o alternativo de mesma capacidade Inicialmente o vapor vindo do refrigerador atinge a entrada da primeira roda As palhetas montadas na roda que giram rapidamente imprimem velocidade ao vapor que é então dirigido ao centro da segunda roda através de passagens aerodinamicamente projetadas que reduzem a velocidade do vapor e convertem sua energia cinética em pressão SILVA 2010 245 Compressores parafuso Este tipo de compressor costuma ser utilizado em aplicações de grande porte devido sua alta capacidade de compressão Seu principio construtivo está baseado em dois rotores sendo que um deles é macho e outro fêmea Quando engrenados estes rotores se responsabilizam pelos processos de sucção compressão e descarga Uma boa vantagem da utilização dos compressores parafuso é o número reduzido de peças sujeitas ao desgaste 246 Acionamento dos compressores Todos os tipos de compressores vistos acima podem ser ainda classificados quanto a forma de acionamento que se divide em três grupos herméticos semiherméticos e abertos Os compressores herméticos são aqueles em que o motor e o compressor estão alojados na mesma carcaça e não tem acesso Nos semiherméticos o compressor e motor também ficam na mesma carcaça porém separados e abertos ao acesso Finalmente os compressores abertos são aqueles que o eixo de acionamento do compressor atravessa a carcaça do mesmo e por isso um motor fica completamente separado permitindo assim diversas formas de acionamento 247 Dimensionamento do compressor O dimensionamento teórico dos compressores para um determinado sistema de refrigeração deve ser feito de duas maneiras que são através da potência de compressão e 23 deslocamento volumétrico Ambas as formas tomam por base o fluxo de massa de fluido refrigerante previamente estabelecido mediante a carga térmica temperatura e meio de evaporação Essa forma de dimensionamento considera uma compressão isoentrópica o que na prática não acontece e portanto sobre as equações abaixo listadas ainda devem ser consideradas as ineficiências inerentes do processo que envolvem o tipo de compressor utilizado e suas particularidades A equação 29 representa o dimensionamento a partir da potência de compressão 29 onde potência de compressão W fluxo de massa kgs entalpia na entrada do compressor Jkg e entalpia na saída do compressor Jkg A equação 210 representa o dimensionamento a partir do deslocamento volumétrico 210 onde deslocamento volumétrico m³s fluxo de massa kgs e volume específico na entrada do compressor m³kg A equação 211 representa a taxa de deslocamento do compressor 211 onde taxa de deslocamento m³s raio do cilindro m 24 curso do cilindro m número de cilindros adimensional e rotações por segundo s1 25 TROCADORES DE CALOR Nos sistemas de refrigeração os trocadores de calor são elementos fundamentais que têm por função principal absorver calor evaporadores e rejeitar calor condensadores Existem diversos modelos que apresentam vantagens e desvantagens de acordo com a aplicação 251 Evaporadores Os evaporadores são equipamentos responsáveis por retirar o calor do meio a ser refrigerado diretamente pelo fluido refrigerante sistema de expansão direta ou indiretamente através da passagem pela serpentina de água gelada nos sistemas do tipo expansão indireta Este último tem como vantagem principal a centralização da produção de frio em uma casa de máquinas onde está o chiller resfriador e a distribuição de água gelada através de tubulações hidráulicas SILVA 2010 Quanto à forma construtiva os evaporadores podem ser do tipo casco e tubos duplo tubo e placas para o resfriamento de líquidos ou serpentinas aletadas para o resfriamento de ar Para utilização de amônia como fluido refrigerante os trocadores são construídos de aço e para os fluidos convencionais costumam ser feitos de cobre latão ou alumínio A Figura 26 ilustra um evaporador do tipo placas De acordo com Huang Sheer e BaileyMcewan 2012 algumas características básicas dos trocadores de placa incluem elevada eficácia e compacidade flexibilidade de acordo com a carga térmica desejada e perda de pressão e custo competitivo Os trocadores de placa geralmente apresentam eficiências térmicas melhores que os trocadores do tipo casco e tubo O aumento de desempenho para transferência de calor se deve principalmente pela complexa geometria que provoca um alto grau de turbulência do fluido melhorando assim a troca térmica 25 Figura 26 Trocador de placas Fonte adaptado de Silva 2010 252 Condensadores Os condensadores são responsáveis por liberar o calor absorvido pelo evaporador somado ao calor absorvido no processo de compressão Segundo Silva 2010 o processo de resfriamento do fluido refrigerante no condensador primeiro se dá através da troca de calor sensível pela qual o fluido tem sua temperatura reduzida até a temperatura de saturação para a pressão em que se encontra Nesse momento iniciase a condensação propriamente dita do fluido Os três tipos de condensadores aplicados em refrigeração são os resfriados a ar resfriados a água e evaporativo Dos condensadores resfriados a água dois tipos disputam o mercado o tradicional casco e tubo e o de placas No caso do tipo casco e tubo o refrigerante condensa no casco e a água circula pelos tubos No caso do tipo placas o refrigerante se condensa escoando no sentido descendente ao passo que a água circula no sentido ascendente A água aquecida pela condensação do refrigerante é circulada por bombas através de uma torre de resfriamento de onde retorna ao condensador STOECKER e JABARDO 2002 253 Dimensionamento dos trocadores Além de selecionar o modelo mais adequado de trocador de calor em função das particularidades de alguma instalação é necessário se determinar o tamanho que ele deve ter 26 visando atender as necessidades da aplicação Para fazer isso é necessário compreender os conceitos básicos que envolvem os mecanismos de transferência de calor Segundo Incropera e Dewitt 1998 uma etapa essencial e freqüentemente imprecisa de qualquer análise de trocadores de calor é a determinação do coeficiente global de transferência de calor Conforme indicado pela equação 212 esse coeficiente é definido em função da resistência térmica total a transferência de calor de dois fluidos Em alguns casos pode ser considerado inclusive o fator de incrustação que faz aumentar a resistência térmica e é decorrente da deposição de impurezas sobre as superfícies 212 onde coeficiente global de transferência de calor Wm²K resistência térmica total KW e área de troca m² Outro parâmetro que deve ser determinado é a variação de temperatura ocorrida durante o processo de troca no entanto essa variação muda constantemente em função da posição do trocador tornandose necessário trabalhar com a equação 213 que vai determinar a diferença de temperatura média logarítmica DTML A Figura 27 ilustra a distribuição de temperaturas através de um trocador de calor com escoamento dos fluidos em paralelo Figura 27 Distribuição de temperaturas em um trocador de calor Fonte adaptado de Incropera e Dewitt 1998 27 213 onde diferença de temperatura média logarítmica C diferença de temperatura na entrada do trocador C e diferença de temperatura na saída do trocador C Finalmente para fazer a análise em trocadores de calor tanto o método da DTML quanto o método da efetividade ԑ Número de Unidades de Transferência NUT pode ser utilizado e os resultados obtidos em ambos os casos são equivalentes Embora o método ԑ NUT possa ser implementado de forma mais fácil a utilização do método da DTML se torna mais interessante quando se conhecem as temperaturas de alimentação e saída do fluido quente e frio De acordo com Incropera e Dewitt 1998 tipicamente as temperaturas de alimentação dos fluidos e vazões bem como uma temperatura de saída desejada do fluido quente ou do fluido frio são especificadas O problema de projeto tornase então o de selecionar um tipo apropriado de trocador de calor e o de determinar as suas dimensões isto é determinar a área de transferência de calor A equação 214 relaciona as variáveis para isso Na equação supracitada pode ser observada ainda a presença do fator de correção que determina o ajuste necessário em função da forma construtiva do trocador Este fator pode ser obtido a partir de gráficos encontrados na literatura relacionando as temperaturas de entrada e saída do trocador de calor 214 onde potência dissipada pelo trocador W coeficiente global de transferência de calor Wm²K área de troca m² fator de correção conforme o tipo do trocador de calor adimensional e diferença de temperatura média logarítmica C 28 Nos trocadores de calor especialmente nos condensadores é muito comum a utilização de água de arrefecimento que circula num circuito fechado que vai do condensador até a torre de arrefecimento Neste tipo de equipamento que é refrigerado a água o calor trocado pode ser definido pela equação 215 215 onde potência dissipada pelo trocador W fluxo de água no processo kgs calor específico da água JkgK temperatura de saída da água C e temperatura de entrada da água C 26 DISPOSITIVOS DE EXPANSÃO Os dispositivos de expansão têm a função de controlar a quantidade de líquido através do evaporador e de evitar que os vapores provenientes da evaporação sejam aspirados excessivamente quentes pelo compressor ou que chegue fluido refrigerante no estado líquido ao compressor SILVA 2010 Os tipos mais utilizados de dispositivos são tubo capilar válvula de expansão automática e válvula de expansão termostática O tubo capilar é considerado o dispositivo mais simples pois opera com a perda de pressão devido ao atrito com as paredes internas do tubo que geralmente tem um diâmetro na ordem de 6 mm Para determinar o comprimento do tubo levase em consideração o tipo de fluido refrigerante utilizado A válvula de expansão automática opera de acordo com as variações de pressão através de seu diafragma que tem em um dos lados submetido a pressão atmosférica e o outro a pressão interna do evaporador Caso o compressor esteja desligado uma mola exerce pressão sobre o tucho fazendo com que a passagem de refrigerante seja bloqueada Ao ligar o compressor uma redução de pressão interna no evaporador é provocada fazendo com que o diafragma se movimente regulando assim a passagem de fluido refrigerante A válvula de expansão termostática também opera com um diafragma submetido a diferenças de pressões mas neste caso um dos lados do diafragma fica conectado diretamente 29 a pressão do evaporador e o outro a pressão exercida por um fluido de acionamento que está contido dentro de um bulbo fixado na saída do evaporador Esse fluido é composto por uma mistura de líquido e vapor do refrigerante da instalação As variações de temperatura no bulbo alteram a pressão interna do fluido e com isso atuam a válvula que permite uma maior ou menor passagem de refrigerante O ajuste da válvula é relativamente simples através de um parafuso que regula a pressão exercida pela mola Tanto as aplicações de ar condicionado como de refrigeração têm utilizado largamente a válvula de expansão termostática Embora seja um dispositivo bastante comum esta válvula revela algumas características que podem limitar sua versatilidade e desempenho Isso fica mais evidente em plantas que apresentam uma carga térmica com bastante variação durante o ano Uma solução para resolver quase todos estes problemas é a utilização da válvula de expansão eletrônica que controla o fluxo de refrigerante monitorando a pressão e temperatura na saída do evaporador Esses parâmetros são tratados eletronicamente em tempo real atuando na abertura da válvula LAZZARIN e NORO 2008 Para fins de cálculo em algum sistema de refrigeração podeser considerar que a entalpia é constante através da válvula de expansão As grandezas que sofrem variação são a pressão e a temperatura que tem seus valores substancialmente reduzidos ao passar pela válvula 27 TUBULAÇÕES As tubulações têm a finalidade de transportar o refrigerante através dos componentes que formam o equipamento de refrigeração Esse transporte ocorre sob condições variadas dependendo do estado do refrigerante e do equipamento a que ele serve O Quadro 21 elenca algumas das características da linha de refrigerante De acordo com Stoecker e Jabardo 2002 para dimensionar as linhas das instalações que geralmente possuem seção circular é muito comum a utilização de tabelas que são especialmente preparadas para um determinado tipo de refrigerante porém essas tabelas possuem condições operacionais limitadas o que pode dificultar o projeto Neste caso a familiaridade com o procedimento básico de avaliação de perda de carga pode ser bastante útil A equação 216 estabelece a perda de carga nas tubulações Para a linha de aspiração do compressor o critério de dimensionamento impõe uma queda máxima de temperatura de saturação variando entre 05 e 2 C A linha de descarga do compressor não é muito afetada com a queda na temperatura de saturação e normalmente 30 adota valores na faixa de 1 a 3 C Para a linha de líquido de alta pressão a perda de carga não constitui um problema mas devese ter o cuidado para não saturar o líquido O critério de dimensionamento toma por base a velocidade do líquido que deve ser mantida entre 1 e 25 ms 216 onde queda de pressão ou perda de carga Pa coeficiente de atrito adimensional diâmetro do tubo m velocidade média do fluído ms e densidade do fluído kgm³ Quadro 21 Características das linhas de refrigerante Tipo de Linha Estado do refrigerante Queda de pressão permitida Características físicas da linha Descarga do compressor Vapor Moderada Linha de líquido Líquido Moderada Elevações devem ser limitadas Aspiração do compressor Vapor Baixa exceto para permitir o retorno do óleo Sifonamento para o óleo em sistemas de expansão direta Linhas de gás quente para degelo Vapor Moderada Fonte adaptado de Stoecker e Jabardo 2002 Embora a maioria das variáveis da equação 216 possa ser facilmente determinada o coeficiente de atrito pode se tornar um problema durante o dimensionamento especialmente em instalações que envolvem um grande número de elementos curvas e válvulas Em função disso uma prática muito comum na engenharia é a de utilizar softwares específicos para o dimensionamento da tubulação Um software muito empregado é o DIRCalc desenvolvido pela fabricante de componentes de refrigeração Danfoss O programa permite que a tubulação e os componentes sejam inseridos formando um diagrama que representa a instalação Além disso são 31 informadas a capacidade de refrigeração desejada as temperaturas de evaporação e condensação o grau de subresfriamento e superaquecimento e o tipo de refrigerante A partir destes dados o software calcula a velocidade de escoamento e a perda de carga ao longo dos componentes 28 REFRIGERANTES São substâncias químicas que têm a função de absorver calor no ambiente a ser refrigerado através de sua vaporização Os fluídos podem se classificar em hidrocarbonetos halogenados misturas azeotrópicas hidrocarbonetos componentes inorgânicos e misturas não azeotrópicas Segundo Silva 2010 os hidrocarbonatos alogenados possuem em sua composição um ou mais halogênios como cloro flúor e bromo Os mais comuns são R12 R22 R13 R21 R114 e R134a As misturas azeotrópicas se caracterizam por não ter seus componentes separados por destilação se comportando como substâncias simples Os hidrocarbonetos se destacam pela utilização na indústria petroquímica e como exemplo podese citar o R50 R170 e E290 Os compostos inorgânicos têm como principal exemplo a amônia amplamente utilizada na indústria Os Hidrofluorcarbonetos HFCs são refrigerantes sintéticos e compreendem uma vasta gama de compostos individuais e misturas O principal refrigerante de composto simples é o R134a enquanto as misturas são R404A R125R143aR134a o R507 R125R143a o R407C R32R125R134a e o R410A R32R125 As misturas foram criadas para atender as mais diversas aplicações Os Hidrocarbonetos se destacam pela utilização do R290 Propano o R600a Isobutano e o R1270 Propileno Outros hidrocarbonetos tais como as misturas que contém etano propano ou butano também têm sido utilizados como refrigerantes Desde que os refrigerantes a base de Clorofluorcarbonos CFCs começaram as ser substituídos o R600a foi utilizado em aplicações domésticas na Europa Ocidental Mais tarde o R290 foi introduzido para substituir o R134a o R22 ou R404A em algumas aplicações O Dióxido de Carbono CO2 ou R744 é quimicamente inerte e ambientalmente benigno mas mesmo assim impõe dificuldades no dimensionamento de algum sistema em função de suas várias propriedades exclusivas A Amônia NH3 ou R717 é conhecida pela ampla utilização nas plantas industriais a qual permite explorar todas suas vantagens sem comprometer a segurança das pessoas que 32 trabalham na instalação desde que devidamente treinados Suas propriedades termodinâmicas são favoráveis de modo que sua eficiência teórica é bastante elevada e ligeiramente superior a do R134a ou Propano Embora as emissões de refrigerante tenham sido levadas bastante a sério pelas indústrias essas emissões não podem ser totalmente evitadas Isso cria a necessidade da utilização de novos refrigerantes que tenham um impacto limitado sobre o meio ambiente caso venham a ter Para compreender os impactos do processo de substituição de um refrigerante é necessário considerar o projeto do sistema e os riscos de uso Mesmo que algum refrigerante seja viável em termos termodinâmicos eles nem sempre podem ser utilizados em sistemas já existentes DANFOSS e METAPHOR 2011 O Quadro 22 ilustra as propriedades de alguns refrigerantes Quadro 22 Propriedades de vários refrigerantes Fonte adaptado de Danfoss e Metaphor 2011 Os fatores abaixo devem ser considerados na escolha de algum fluido refrigerante eficiência teórica volumétrica potencial para otimização do processo de trabalho segurança incluindo toxidade inflamabilidade e pressão máxima impactos ambientais devem ter zero Potencial de Destruição de Camada de Ozônio Ozone Depletion Potencial ODP e baixo Potencial de Aquecimento Global Global Warming Potential GWP 33 propriedades termodinâmicas ponto crítico e ponto triplo baixa pressão razão de pressão do refrigerante na aplicação propriedades químicas compatibilidade com materiais miscibilidade com óleo e água viabilidade econômica considerar o custo inicial do sistema e o custo do ciclo de vida disponibilidade do refrigerante De acordo com Lucas e Koehler 2012 os sistemas de refrigeração são uma das principais fontes de emissão de gases de efeito estufa os quais podem ser divididos em emissões diretas e indiretas As diretas são provenientes dos vazamentos de refrigerante e as indiretas decorrem do consumo de energia para operação dos sistemas Para minimizar a emissão dos gases de efeito estufa ambas as causas devem ser consideradas Para as emissões indiretas a utilização de métodos e ciclos mais eficientes deve ser adotada Para as emissões diretas a minimização de vazamentos e a utilização de gases com baixo GWP devem ser consideradas 29 ELEMENTOS DE CONTROLE E INSTRUMENTAÇÃO Para os sistemas de refrigeração existem diferentes métodos de controle que podem variar significativamente em função do tamanho da aplicação no entanto os objetivos são parecidos visando controlar basicamente as variáveis de pressão vazão e temperatura O controle automático é um subconjunto que garante o funcionamento harmônico variando com o tempo das diversas máquinas e equipamentos que compõe a instalação É composto de um elemento sensível ou sensor um elemento controlador e um elemento final o atuador das válvulas dampers e outros Através dos circuitos os controles atuam sobre a função dos equipamentos ou do processo de forma a modificar e atingir o estado desejado SILVA 2010 291 Pressão Medir a pressão é uma das principais funções dos elementos de controle em um sistema de refrigeração já que eles estão diretamente vinculados ao acionamento do compressor É o caso do pressostato de alta e baixa utilizado em praticamente todas as instalações Este elemento possui um contato de saída que comuta entre as pressões mínima e 34 máxima de trabalho ajustadas evitando que o compressor seja acionado fora das faixas ajustadas Em aplicações de maior complexidade utilizamse ainda os transmissores eletrônicos de pressão que têm um elemento primário mecânico elástico combinado com um transdutor elétrico que gera um sinal elétrico padronizado correspondendo a pressão medida BEGA 2011 O sinal elétrico gerado é recebido por um controlador que após o tratamento aciona os devidos atuadores 292 Vazão Conhecer o fluxo mássico de refrigerante é um fator primordial para o entendimento dos fenômenos envolvidos em algum ciclo de refrigeração pois associado a entalpia ele vai quantificar o calor transferido entre os elementos e com isso servir de base para o dimensionamento dos componentes do processo Segundo Bega 2011 a vazão é definida como a quantidade de fluido que passa pela seção reta de um duto por unidade de tempo O fluído pode ser líquido gás ou vapor A quantidade de fluido pode ser medida em volume vazão volumétrica ou em massa vazão mássica 293 Controlador Lógico Programável CLP De acordo com Bega 2011 o CLP é um equipamento de controle industrial microprocessado criado inicialmente para efetuar especificamente o controle lógico de variáveis discretas e atualmente usado para praticamente todos os tipos de controle Para uma bancada de refrigeração o CLP pode ser usado como elemento central de controle já que a maioria dos sensores e atuadores estarão interconectados a ele Através de um algoritmo de programação as variáveis do circuito poderão ser modificadas e os seus comportamentos analisados O funcionamento do CLP consiste basicamente em verificar o estado de suas entradas lógicas executar a varredura do programa e atualizar o estado de suas saídas O tempo de varredura pode alterar de acordo com tipo de processamento a quantidade de entradas e saídas e a complexidade da lógica mas geralmente será na ordem de milésimos de segundos Tanto as entradas quanto as saídas lógicas podem ser do tipo digital ou analógica 35 294 Temperatura Junto com a pressão e vazão a temperatura é uma das principais variáveis de processo Sua medição e controle são de fundamental importância A temperatura quantifica o calor que é uma forma de energia associada a atividade molecular de uma substância BEGA 2011 A medição de temperatura costuma ser indireta baseada na alteração de alguma propriedade física do material como seu comprimento volume resistência entre outras Existe uma gama muito extensa de sensores que devem atender desde temperaturas muito baixas até milhares de graus 295 Válvulas de controle As válvulas são os elementos finais de controle e têm por finalidade manipular de forma correta os fluxos de matéria ou energia Sua operação pode ser de forma manual ou automática através de solenóides atuadores elétricos pneumáticos ou hidráulicos Algumas válvulas podem assumir as posições completamente aberta ou completamente fechada e outras podem ter ainda um ajuste proporcional de acordo com a necessidade exata de abertura 296 Software supervisório Os sistemas de automação são significantemente melhorados quando integram aos equipamentos de controle ou CLP os softwares de supervisão Manipular as variáveis e fazer modificações diretamente no software de programação do CLP costuma ser pouco prático já que eles têm foco de desenvolvimento e não de operação A integração dos dados recebidos pelo CLP com o software supervisório permite desenvolver uma interface gráfica de fácil manipulação e com possibilidades bastante variadas de utilização de tabelas gráficos e históricos potencializando assim as análises executadas em alguma planta ou processo A integração entre o CLP e o computador de supervisão é feita através de algum protocolo específico de comunicação Em milésimos de segundos diversos pontos de medição executados pelo CLP são transferidos e armazenados no computador através de um processo cíclico facilitando a análise e navegação entre as variáveis adquiridas 36 3 DESENVOLVIMENTO DO TRABALHO Nesse capítulo será feita uma abordagem sobre os equipamentos didáticos de refrigeração por compressão de vapor que a Automatus produz alguns tipos Será abordada também a metodologia utilizada para o desenvolvimento da nova bancada de refrigeração 31 AMBIENTE ATUAL A divisão EPT da empresa possui os seguintes equipamentos para aprendizagem de sistemas de refrigeração e condicionamento de ar em ambientes residenciais e comerciais condicionador de ar split condicionador de ar cassete condicionador de ar janela balcão de refrigeração bancada para montagem em refrigeração e simulador de Fluxo Variável de Refrigerante Variable Refrigerant Flow VRF Os condicionadores de ar e o balcão de refrigeração permitem a exploração de conceitos mais técnicos que envolvem a instalação manutenção elétrica e manutenção mecânica dos equipamentos Alguns defeitos prédefinidos podem ser facilmente inseridos no sistema através de chaves forçando assim a busca e o diagnóstico do problema A Figura 31 ilustra um dos modelos de condicionador de ar Figura 31 Condicionador de ar split Fonte Automatus 2012 37 A bancada de montagem também aborda conceitos técnicos Ela é composta por uma câmara frigorífica um balcão de montagem e os elementos básicos de um sistema de refrigeração comercial e de controle Tanto a instalação mecânica como elétrica podem ser executadas neste equipamento conforme pode ser visto na Figura 32 Figura 32 Bancada para montagem em refrigeração Fonte Automatus 2012 O simulador VRF é um equipamento mais elaborado que os anteriores pois além das questões técnicas possibilita uma exploração conceitual e de controle mais apuradas Neste equipamento composto por uma câmara frigorífica com evaporador uma unidade condensadora e um compressor aberto acionado por motor trifásico via inversor de frequência o fluxo de refrigerante pode ser modificado variando assim a capacidade frigorífica do sistema A Figura 33 ilustra o equipamento Figura 33 Simulador VRF Fonte Automatus 2012 38 Outra característica que difere esta bancada em relação as anteriores é o tipo de controle utilizado que neste caso não é dedicado ou seja um software próprio rodando em um CLP é o responsável por controlar os diferentes elementos do equipamento Através de uma Interface Homem Máquina IHM os parâmetros do ciclo podem ser monitorados e ajustados Além disso um software supervisório que também acompanha o equipamento permite os ajustes de parâmetro e o monitoramento do processo através de gráficos de suas diferentes variáveis O ciclo frigorífico e seus elementos estão representados na Figura 34 Inicialmente o fluido refrigerante que se encontra no estado de vapor é aspirado pelo compressor através da linha de sucção Após o processo de compressão o refrigerante segue pela linha de descarga passando pelo condensador onde o vapor passará para a fase líquida Neste estado o refrigerante passa pelo tanque de líquido filtro visor válvula solenóide e finalmente chega na válvula de expansão termostática que provoca a queda de pressão ocasionado a redução de sua temperatura antes da passagem através do evaporador completando assim o ciclo Figura 34 Diagrama do simulador VRF Fonte O Autor Das bancadas de refrigeração e condicionamento de ar já criadas pela empresa o simulador VRF é o que mais se assemelha do equipamento que foi desenvolvido As 39 principais diferenças entre eles estão no foco do estudo sendo que a nova bancada além de algumas diferenças construtivas possui um maior número de instrumentos de medição que torna o estudo conceitual mais abrangente 32 METODOLOGIA DE DESENVOLVIMENTO O projeto e construção da bancada de análise termodinâmica em refrigeração foi concebido junto ao setor de PD da empresa de acordo com as etapas estabelecidas na Figura 35 Figura 35 Fluxograma de trabalho Fonte o Autor 40 321 Levantamento de mercado Um levantamento de mercado focado em equipamentos didáticos de refrigeração revelou que pouquíssimos produtos envolvendo a área são fabricados nacionalmente Outra característica dos produtos nacionais é que a maior parte deles está voltada ao ensino técnico deixando poucas possibilidades de exploração dos conceitos teóricos envolvidos na área de refrigeração que é o propósito do equipamento desenvolvido Em contrapartida o mercado internacional dispõe de uma ampla variedade de equipamentos relacionados à área térmica Alguns dos produtos são simples envolvendo apenas alguns elementos básicos do sistema de refrigeração como compressores condensadores e dispositivos de expansão o que possibilita o entendimento isolado do componente Outros equipamentos no entanto apresentam uma maior complexidade representando sistemas reais como câmaras de resfriados e congelados com uma única unidade de condensação instalações com compressores em paralelo compressores em série plantas de termoacumulação sistemas de ventilação e ar condicionado entre outros Os componentes utilizados na maior parte das bancadas são industriais porém de pequeno porte o que facilita a manipulação em laboratório e requer um menor consumo de energia para que sejam executados os experimentos Elementos de instrumentação como transdutores de pressão temperatura e vazão são aplicados em diversos pontos das bancadas potencializando o estudo do comportamento dos diferentes elementos Geralmente esses instrumentos ficam ligados a algum sistema de aquisição que associado a um software possibilita a manipulação e monitoramento do comportamento da bancada Entre os tópicos de aprendizado que os equipamentos possibilitam podese destacar a operação do ciclo de refrigeração o comportamento dos diferentes componentes a determinação da eficiência térmicacoeficiente de eficácia do ciclo a execução do processo cíclico no diagrama de pressão e entalpia a realização de balanços energéticos e a determinação dos diferentes parâmetros reais de operação do ciclo identificando as perdas e o comportamento do sistema sob diferentes cargas 322 Conceituação da bancada O conceito da bancada foi definido a partir dos requisitos de projeto a seguir descritos que visam a construção de um equipamento que possibilite a compreensão dos fenômenos 41 termodinâmicos envolvidos em um ciclo de refrigeração por compressão de vapor Dentre as características principais podese destacar a área máxima ocupada de 2 m² b potência máxima consumida de 44 kW c alimentação 220 V monofásica 60 Hz d compressor com velocidade variável e carga térmica ajustável f medição de potência consumida na alimentação do compressor g medição dos fluxos energéticos através do evaporador h medição dos fluxos energéticos através do condensador e i aquisição dos pontos de medição a cada segundo A partir das características acima e do levantamento de mercado realizado definiuse o diagrama do processo representado na Figura 36 O fluido refrigerante no evaporador trocador de placas absorve o calor da água que circula pelo mesmo e pelo tanque 2 A água por sua vez absorve a energia liberada por uma resistência elétrica que fica instalada no interior do tanque 2 O refrigerante vaporizado pela ação do calor no evaporador tem sua pressão aumentada pelo trabalho do compressor passando em seguida pelo condensador que também é de placas O calor absorvido no processo finalmente é rejeitado para a água que aquecida circula pelo radiador transferindo calor para o ambiente O fluido refrigerante condensado a alta pressão passa pelo tanque de líquido antes de ter sua pressão e temperatura reduzidas através da passagem pela válvula de expansão termostática A utilização de trocadores de placas evaporador e condensador apresenta algumas vantagens como o tamanho que é significantemente reduzido em comparação com outros modelos Além disso a determinação dos fluxos energéticos foi feita pela mensuração das pressões e temperaturas dos fluidos de trabalho nos diversos pontos da instalação e também da vazão mássica dos mesmos Isso permitiu estabelecer o balanço energético nos vários componentes O ajuste da carga térmica através do evaporador pode ser feito alterandose a potência da resistência ou variandose a velocidade da bomba de circulação de água através do tanque 2 que é comandada por um inversor de frequência Isso permite a visualização do comportamento do sistema operando sob diferentes condições de carga 42 No condensador a capacidade de troca térmica também pode ser influenciada ajustando a vazão de água através da rotação da bomba que também é comandada por inversor de frequência Figura 36 Diagrama da bancada de análise termodinâmica Fonte o Autor Um terceiro inversor de frequência pode atuar no controle da velocidade do compressor variando assim a capacidade frigorífica do equipamento pela ação direta no fluxo mássico de fluido refrigerante Esse ajuste de velocidade permite ainda comparar o funcionamento do sistema sob uma lógica ligadesliga ou variável de acordo com a carga recebida A proteção do equipamento contra algum ajuste inadequado de operação é garantida com o pressostato de alta e baixa que atua desligando o compressor caso isso ocorra Todos os pontos de medição destacados na Figura 36 são aquisitados por um CLP que se comunica com um computador e portanto traz as informações da planta em tempo real Esses dados também são disponibilizados através de gráficos facilitando as análises O COP e o gráfico de pressão e entalpia são atualizados instantaneamente durante a operação O radiador tem por função rejeitar no ar ambiente a carga térmica disponível no evaporador e a energia disponibilizada ao processo de compressão 43 323 Dimensionamento teórico do sistema Como se trata de uma bancada didática e não de uma aplicação real foi determinada uma condição inicial de operação para então se estabelecer o dimensionamento dos componentes O fluido refrigerante selecionado foi o R134a e o motivo para esta escolha foram os pontos positivos apresentados no Quadro 22 e sua ampla utilização no mercado o que garante uma ampla variedade de componentes Outro ponto determinado foram as temperaturas de condensação e evaporação sendo definidas em 5 C e 40 C respectivamente Não foram adotadas temperaturas muito baixas de evaporação embora o fluido refrigerante permita para evitar o congelamento da água ao passar pelo trocador de placas O último dado a ser determinado antes de se iniciar o dimensionamento foi a carga térmica do sistema Em um caso real uma série de cálculos e considerações deveriam ser feitos para que essa carga fosse encontrada mas para a bancada o valor considerado foi de até 2400 W garantindo assim um consumo de energia inferior ao requisitado no projeto Uma vez estabelecidas as condições de operação uma etapa importante no dimensionamento é a visualização do ciclo de refrigeração em um diagrama ph conforme a Figura 37 O ciclo representado considera condições ideais de operação como a compressão isoentrópica por exemplo e as considerações de vapor saturado à entrada do compressor e líquido saturado à entrada da válvula de expansão Em função disso durante a seleção dos componentes da bancada o dimensionamento foi recalculado considerandose as ineficiências de cada componente baseado nos catálogos dos fabricantes O diagrama da Figura 37 adota os valores referentes às propriedades termodinâmicas do R134a conforme representado na Tabela 31 Tabela 31 Propriedade termodinâmicas do R134a no ciclo Ponto Temperatura T C Pressão p kPa Vol Específico v m³kg Entalpia h kJkg Entropia s kJkgK 1 5 3509 005833 40132 17239 2 43287 1017 0020339 422075 17194 3 40 1017 0000873 25654 11909 4 5 3509 00155 25654 12033 Fonte adaptado de Borgnakke e Sonntag 2009 44 A partir dos valores mostrados na tabela 31 calculamse os principais parâmetros de operação do sistema teórico considerando a 1ª e 2ª Leis da Termodinâmica processos em regime permanente e algumas hipóteses simplificativas em especial negligenciando as variações de energia cinética e potencial através dos componentes Figura 37 O ciclo teórico de refrigeração da bancada no diagrama ph Fonte o Autor De acordo com a potência térmica estabelecida de 2400 W dissipada através do evaporador determinase considerando as condições já estabelecidas de trabalho Sendo assim pela equação 31 temse o fluxo de massa de refrigerante 31 Com o fluxo de massa encontrado podese determinar a potência de compressão conforme a equação 32 32 45 Outro dado necessário para a seleção do compressor é o deslocamento volumétrico do sistema que pode ser obtido pela equação 33 33 O condensador do sistema deve rejeitar o calor absorvido pelo evaporador somado ao calor absorvido pelo fluído no processo de compressão de acordo com a equação 34 34 Outros dados a serem determinados são a vazão de água através do evaporador e condensador do tipo placas para que ambos os componentes cumpram a sua função dentro do ciclo No evaporador o calor a ser dissipado é de 2400 W Considerandose uma variação de 5 C sofrida pela água ao passar pelo evaporador podese determinar a vazão de água através da equação 35 Nesta equação devese estabelecer o calor específico da água que segundo Incropera e Dewitt 1998 para uma temperatura média de 20 C o valor é de 4182 kJkgK 35 Para o condensador considerando a mesma variação de temperatura e calor específicos temse através da equação 36 36 46 O COP teórico do sistema pode ser determinado pela equação 37 considerandose para tal a capacidade frigorífica e a potência de compressão acima determinados Observase um favorecimento do COP em função da temperatura de evaporação que é relativamente próxima a de compressão 37 33 DESENVOLVIMENTO DO PROJETO O desenvolvimento do projeto está baseado na parte 2 da Figura 35 a qual compreende as ações necessárias para a construção do protótipo da bancada 331 Adequação com itens de mercado Os cálculos estabelecidos na seção anterior se referem a condição crítica de operação ou seja com a carga térmica em seu nível máximo que é de 2400 W e com a temperatura de condensação de 40 C Para facilitar a seleção de componentes e deixar o dimensionamento da bancada mais preciso diferentes condições de operação foram consideradas e a partir delas foi criada a tabela 32 Para a construção desta tabela foram utilizadas as mesmas equações da seção anterior e a temperatura de evaporação foi fixada em 5 C A partir dos dados da tabela 32 os catálogos técnicos de fabricantes foram consultados permitindo a seleção de componentes Dentes os principais fabricantes considerados podese destacar Danfoss Bitzer Elgin e AlfaLaval O projeto construtivo da bancada foi baseando no diagrama da Figura 36 e teve sua estrutura concebida em perfis de alumínio que acomodam os diferentes componentes da instalação tornando a prática de laboratório de fácil manuseio O compressor selecionado foi o tipo aberto que tem o eixo de acionamento para fora da carcaça permitindo o acoplamento a um motor de indução trifásico que por sua vez pode ter a velocidade modulada através por um inversor de frequência Essas características 47 construtivas atendem os requisitos de projeto que estabelecem uma capacidade de refrigeração variável para o protótipo Tabela 32 Parâmetros para seleção de componentes Temperatura Condensação C Carga Térmica W Fluxo de Massa kgs Potência Compressão W Carlor Rejeitado W Fluxo Água Evaporador kgs Fluxo Água Condensador kgs 35 1000 00066 127 1127 00477 00539 35 1300 00085 165 1465 00622 00701 35 1800 00118 228 2028 00861 0097 35 2400 001585 304 2704 01148 01293 40 1000 000694 144 1144 00477 00547 40 1300 00903 199 1499 00622 00717 40 1800 00125 275 2075 00861 00992 40 2400 00165 344 2744 01148 01312 45 1000 00073 181 1181 00477 00565 45 1300 00953 236 1536 00622 00735 45 1800 00132 326 2126 00861 01017 45 2400 00176 435 2835 01148 01356 Fonte o Autor O modelo de compressor escolhido foi o bloco II Y da Bitzer Os dados técnicos do compressor estão no Apêndice A Os trocadores de calor selecionados para desempenhar a função do evaporador e condensador foram do tipo placa brasados e o modelo é o CB1614H do fabricante Alfa Laval que podem trocar até 3000 W de calor A válvula de expansão selecionada foi a de modelo TN 208 da Danfoss que possui uma capacidade nominal de 2600 W ou seja levemente acima da carga máxima que pode ser ajustada em 2400 W Os seus dados técnicos estão no Apêndice B Outros componentes básicos do ciclo de refrigeração como filtro da linha de líquido visor de líquido válvula solenóide tanque de líquido acumulador de sucção pressostato de alta e baixa foram selecionados levandose em consideração as condições de operação acima descritas O radiador selecionado para fazer a rejeição final de calor foi Elgin modelo CDE 2801 que pode rejeitar uma capacidade máxima de 4940 W ou seja quase o dobro da carga térmica Isso garante o arrefecimento da água de condensação mesmo em condições críticas de operação Como o radiador possui dois ventiladores que podem ser comandados 48 individualmente sua capacidade possui uma boa gama de ajuste Os seus dados técnicos encontramse no Apêndice C As bombas selecionadas para circulação da água do circuito de condensação e do circuito de evaporação foram o modelo P 500 do fabricante KSB Essas bombas podem oferecer uma vazão de aproximadamente 10 lmin em uma altura manométrica de 30 metros ou então 29 bar Conforme a Tabela 32 a condição crítica exige uma vazão de aproximadamente 8 lmin ou seja inferior a capacidade da bomba Os dados técnicos estão no Apêndice D A instrumentação da bancada é composta por sensores de temperatura transdutores de pressão e transdutores de vazão Essas três grandezas permitem a análise termodinâmica do processo Os sensores de temperatura utilizados são do tipo PT100 Uma forma construtiva específica foi adotada junto ao fabricante para possibilitar o melhor contato possível com as tubulações por onde passam os fluidos Ao invés de possuir um invólucro protetor que é algo comum neste tipo de sensor foi utilizada apenas uma manta de teflon que o isola eletricamente dos elementos no entanto permite uma boa troca térmica Sobre cada um dos sensores foi aplicada uma fita adesiva garantindo o seu contato com a tubulação e sobre ela foi aplicado um isolamento de espuma elastomérica que tem por função evitar que correntes de ar passando sobre a tubulação influenciem na medida A Figura 38 mostra a forma como os sensores foram instalados sendo que um deles está apenas com a fita adesiva e o outro já com a isolação de espuma elastomérica Figura 38 Imagem da instalação dos sensores de temperatura Fonte o Autor Manta de teflon aplicada sobre o sensor Espuma elastomérica Fita adesiva 49 Os transdutores de pressão utilizados são de dois modelos específicos sendo que um deles mede pressões até 5 bar e o outro até 20 bar Ambas pressões medidas são manométricas então para os cálculos termodinâmicos é adotada uma conversão para pressão absoluta já que as tabelas de propriedades termodinâmicas consideram essa situação No software supervisório é possível informar a pressão atmosférica local que passa a ser somada aos valores de pressão medidos pelos transdutores Os transdutores de vazão selecionados são do tipo turbina pelton Eles informam a vazão volumétrica do fluido através de um sinal pulsado também chamado de sinal de frequência Para a bancada dois tamanhos diferentes de sensores foram considerados Dois deles medem vazões de água até 115 lmin e outro mede vazão de fluído refrigerante até 095 lmin 332 Análise de custos e revisão do projeto Depois de determinados os componentes de mercado para a construção do protótipo foi feita uma análise de custos junto a direção da empresa Nessa análise ficou claro como os custos relativos a instrumentação são expressivos perante o custo total da bancada chegando a aproximadamente 23 A medição de vazão do fluido refrigerante por exemplo poderia ser mais efetiva com a utilização de um transdutor de vazão mássica do tipo coriolis porém o valor deste tipo de sensor inviabilizaria a construção do protótipo Em função disso um transdutor de vazão volumétrica foi considerado e através do software da bancada é feita a conversão para vazão mássica O investimento realizado em materiais para a construção do protótipo foi de aproximadamente trinta mil reais e ficou dentro do previsto pela direção para a realização deste projeto 333 Desenvolvimento do projeto mecânico A primeira etapa no desenvolvimento do projeto mecânico da bancada foi a modelagem de cada um dos componentes através de um programa de Projeto Auxiliado por Computador em três dimensões CAD 3D Em seguida foi desenvolvida uma estrutura de perfis de alumínio que permitisse o acomodamento de cada componente e que permanecesse dentro dos limites máximos 50 dimensionais Os elementos que compreendem o ciclo de refrigeração propriamente dito ficaram dispostos na parte superior da bancada enquanto que os componentes auxiliares do processo que representam a circulação de água ficaram na parte inferior Uma vez dispostos os componentes na estrutura da bancada foi modelada a tubulação hidráulica No circuito do fluido refrigerante foram utilizados tubos de cobre enquanto que a tubulação de circulação de água foi feita com tubos de alumínio Na modelagem da tubulação foram respeitadas as particularidades de cada componente visando seu melhor funcionamento O painel elétrico ficou acomodado numa posição pouco privilegiada em uma das laterais da bancada no entanto o acesso ao mesmo somente será necessário caso haja alguma manutenção pois todas as informações do processo estão disponíveis no software de operação e supervisão da bancada A Figura 39 ilustra o projeto mecânico da bancada Figura 39 Imagem ilustrativa do projeto da bancada Fonte o Autor 1410 mm 700 mm 1400 mm 51 334 Desenvolvimento do projeto elétrico O projeto elétrico compreende o painel de comando da bancada bem como o detalhamento de seus elementos de campo que podem ser sensores ou atuadores No painel de comando estão montados os principais elementos de controle como o CLP os inversores de frequência do motor do compressor e bombas os dispositivos de proteção disjuntores e os dispositivos de manobra relé de estado sólido que aciona a resistência de aquecimento da água Todos os elementos de instrumentação sejam eles digitais ou analógicos estão interligados ao CLP do painel que se comunica também com os inversores de frequência através de uma rede Modbus Essa comunicação permite que os dados de corrente tensão potência frequência de acionamento por exemplo sejam lidos ou escritos através do CLP O diagrama elétrico foi desenvolvido com software específico e o leiaute interno do painel pode ser visto na Figura 310 Figura 310 Imagem ilustrativa do painel de comando Fonte o Autor 52 335 Desenvolvimento da aplicação de supervisão A aplicação de supervisão e operação da bancada foi desenvolvida no software E3 da Elipse e permite que usuário interaja em tempo real com o equipamento Todos os pontos medidos de pressão vazão temperatura potência de motores são informados nas telas de controle Entre os recursos da aplicação estão a visualização do circuito e suas variáveis em tempo real a seleção do tipo de controle do compressor que pode ser pelo método Proporcional Integral Derivativo PID ou ainda pelo método tradicional ligadesliga A seleção do tipo de controle da bomba de circulação de água no condensador que aceita os mesmos métodos de controle do compressor a modulação de carga térmica através do acionamento mais intenso ou menos intenso da resistência o controle de velocidade da bomba de circulação de água no evaporador a visualização dinâmica dos pontos críticos do processo em um diagrama de pressão e entalpia A aplicação permite também a visualização de qualquer variável medida ao longo do tempo através de gráficos A taxa de armazenamento de variáveis é de um segundo possibilitando uma análise criteriosa dos fenômenos envolvidos A Figura 311 mostra uma das telas da aplicação de supervisão da bancada Nela é possível identificar o circuito e os valores mensurados em cada ponto Figura 311 Imagem da aplicação de supervisão Fonte o Autor 53 336 Construção do protótipo O protótipo da bancada foi construído junto a unidade EPT da empresa Para tal foram disponibilizados os materiais e todos os detalhamentos do projeto mecânico hidráulico e elétrico A primeira parte a ser construída foi a estrutura de alumínio que acomoda todos os componentes da bancada A Figura 312 ilustra como ficou a montagem O segundo passo foi a fixação dos elementos principais como tanques bombas compressor trocadores de calor e radiador A tubulação dos circuitos de água foi construída fora da bancada a partir do projeto detalhado para depois disso ser conectada aos seus elementos As conexões foram feitas de uniões roscáveis para possibilitar uma posterior desmontagem e pintura Figura 312 Imagem da estrutura de alumínio Fonte o Autor 54 O painel elétrico da bancada foi desenvolvido paralelamente a estrutura já que sua montagem não depende disso A Figura 313 ilustra a placa de montagem já finalizada No canto superior esquerdo estão os inversores de frequência No canto superior direito os disjuntores de proteção Na parte central o CLP e na parte inferior acima dos bornes de ligação os elementos de manobra de cargas Figura 313 Imagem do painel elétrico Fonte o Autor A última atividade realizada na construção da bancada foi a montagem do circuito de refrigeração Esse trabalho foi concebido por uma empresa terceirizada que após o término submeteu a tubulação a um teste de estanqueidade com nitrogênio garantindo as condições seguras de operação A Figura 314 ilustra a montagem final da bancada Os trocadores de calor tipo placas que fazem a função do condensador e evaporador tiveram sua superfície externa isolada com uma camada de aproximadamente 30 mm de espuma elastomérica aplicada entre eles e uma caixa externa de proteção Esse isolamento 55 teve por objetivo garantir que as trocas térmicas sejam feitas somente entre o fluido refrigerante e a água que são os pontos instrumentados Figura 314 Imagem da bancada finalizada Fonte o Autor 337 Testes e adequações finais Antes de adquirir os dados para a análise de resultados toda a bancada foi submetida a testes de modo a garantir a perfeita operação e leitura de valores Os primeiros parâmetros ajustados foram os dados elétricos dos motores das bombas e do compressor nos respectivos inversores de frequência Depois disso os medidores de temperatura foram testados um a um tendo o valor medido comparado ao de um instrumento calibrado já utilizado na empresa Não foi necessário nenhum ajuste pois todos os sensores apresentaram um erro inferior a 2 Os medidores de vazão de água foram calibrados medindose a massa de água deslocada num determinado período de tempo Foi utilizada uma balança com precisão de 1 g Condensador Compressor Evaporador Válvula de expansão Acumulador de Sucção Tanque de Líquido Painel de Comando Radiador Bomba do Evaporador Bomba do Condensador 56 O medidor de vazão do fluido refrigerante não foi calibrando internamente em virtude da dificuldade de fazer esse procedimento em uma tubulação com circuito fechado O dado de conversão ajustado no software foi o mesmo do informado pelo fabricante do medidor Os transdutores de pressão também não foram calibrados pelo mesmo motivo citado acima no entanto o fabricante garante um erro inferior a 1 do fundo de escala incluindo não linearidade histerese e repetibilidade Finalmente foram ajustados os parâmetros de proteção contra sobrecorrente nos motores e ajustados os valores de pressão máxima e mínima de trabalho do sistema Esses acertos evitam danos ao equipamento em caso de algum ajuste indevido de operação Foi verificada a carga de fluido refrigerante a regulagem da válvula de expansão as pressões manométricas das linhas de alta e baixa pressão e as trocas térmicas através do evaporador condensador e radiador Nenhum inconveniente foi observado de modo que o protótipo ficou pronto para o inicio dos testes 34 METODOLOGIA DO ENSAIO Para fazer a verificação dos dados mensurados em relação aos teóricos calculados duas situações distintas de operação foram configuradas sendo uma de baixa carga térmica e outra de alta carga térmica Foram comparados os valores práticos e teóricos referentes a entalpia potência de compressão vazões mássicas de água e fluido refrigerante potências dissipadas através dos trocadores e COP Entre os recursos disponibilizados no software supervisório para operação e realização de experimentos podese destacar a a seleção do modo de operação do compressor e bomba de circulação de água do condensador entre ligadesliga onoff e PID b ajuste dos parâmetros da malha PID como efeito das ações proporcional integral e diferencial c ajuste da carga térmica através de controle de chaveamento da resistência elétrica d opção de habilitar ou desabilitar qualquer um dos ventiladores do radiador e visualização em tempo real das entalpias referente cada ponto instrumentado do circuito f visualização do gráfico dinâmico de pressão versus entalpia e 57 g visualização de qualquer variável medida e calculada através de gráficos ao longo do tempo que podem ser ajustados entre tempo real ou histórico até dois meses com uma taxa de aquisição de um segundo A primeira configuração foi feita com uma carga térmica de 1800 W ajustada diretamente na resistência de aquecimento A velocidade da bomba de circulação de água do evaporador foi mantida fixa em 50 do valor nominal A pressão de sucção foi ajustada em 26 bar com um controle PID responsável por controlar a velocidade do compressor visando a manutenção estável desta pressão de sucção durante todo o experimento A pressão de descarga foi ajustada em 112 bar e também utilizou do controle PID que teve ação direta na velocidade de rotação da bomba de circulação de água no condensador Durante o teste os dois ventiladores do radiador ficaram ligados para rejeitar o calor para o ambiente O equipamento permaneceu operando nesta condição por aproximadamente uma hora de modo a garantir a estabilidade do processo e a partir de então coletar os dados de pressão vazão temperatura potência e entalpia em cada ponto relevante do circuito A segunda configuração foi feita com uma carga térmica inferior ou seja 1300 W ajustados diretamente na resistência Neste experimento foi mantida a velocidade da bomba do circuito do evaporador em 50 O ajuste da pressão de sucção e modo de controle foi mantido igual a situação anterior ou seja 26 bar e controle PID A pressão de descarga foi reduzida para 10 bar pois com uma menor carga térmica uma menor capacidade de condensação é exigida Neste experimento o controle a bomba de condensação ainda foi mantido no modo PID Depois de ajustada a potência da resistência e a pressão de descarga o equipamento foi deixado em operação por aproximadamente vinte e cinco minutos até atingir uma forma mais estável de trabalho para a partir de então serem coletados novamente os dados informados acima A bancada permite ser operada com uma carga ainda inferior aos 1300 W no entanto foi priorizada uma operação em regime estável Fixar a potência inferior a esse valor acarretaria em o compressor operar em ligadesliga onoff em alguns momentos o que pode não ser bom para a comparação de resultados 58 4 ANÁLISE E DISCUSSÃO DE RESULTADOS Nesse capítulo são apresentados os resultados medidos pela bancada nas duas condições de teste descritas anteriormente Esses resultados são comparados aos teóricos e a partir disso é feita uma análise do ciclo tendo em vista suas perdas e fontes de imprecisão 41 RESULTADO COM BAIXA CARGA TÉRMICA A seguir são apresentados os resultados para a carga térmica de 1300 W A Figura 41 traz uma captura da tela durante o regime estável de operação Nela podem ser observados os valores mensurados e calculados em cada ponto do processo Figura 41 Tela durante o teste com carga 1300 W Fonte o Autor A grande vantagem de operar no modo PID foi a estabilidade do processo algo que seria muito difícil com o controle ligadesliga onoff Podese observar que para os 1300 W ajustados o compressor operou no modo PID com aproximadamente 585 rpm sendo que o mínimo possível é de 500 rpm 59 A pressão manométrica ajustada em 26 bar corresponde a uma temperatura de evaporação de aproximadamente 5 C ou seja o valor de temperatura definido para os cálculos teóricos na seção anterior A pressão manométrica de descarga do compressor é consequência da vazão da bomba de condensação e da rejeição de calor feita pelo radiador Sendo assim uma temperatura ambiente elevada vai exigir uma maior vazão de água para ter a mesma troca térmica que um ambiente com temperatura inferior Durante os testes foi observado que com a pressão manométrica de 10 bar a bomba podia garantir a sua função operando em um regime estável A vazão de água na bomba do evaporador foi mantida de forma constante A pressão atmosférica medida antes de iniciar os ensaios foi de 931 hPa Esse valor foi inserido no software para obter a pressão absoluta nos pontos medidos e com isso determinar a entalpia O cálculo da entalpia é feito a partir de equações de estado Segundo Cleland 1992 os cálculos são simples e computacionalmente rápidos e para as condições de refrigeração comumente encontradas as propriedades geralmente concordam com os dados de origem com uma diferença de até 04 e ocasionalmente chega a 06 A Tabela 41 traz um comparativo dos valores calculados pelas equações de estado e dos valores informados pelo programa CoolPack Fica nítido que os valores calculados são bastante próximos e portanto confiáveis Tabela 41 Diferença percentual na entalpia calculada para a carga de 1300 W Ponto Mensurado Entalpia Calculada kJkg Entalpia CoolPack kJkg Diferença Percentual Saída Compressor 4363 4354 02 Entrada Condensador 421 419 048 Saída Condensador 2509 2505 016 Linha de Líquido 2487 2483 016 Entrada Evaporador 2487 2483 016 Saída Evaporador 4018 4001 042 Entrada Compressor 4059 4046 032 Fonte o Autor Uma grandeza importante durante toda a análise de resultados é a vazão mássica do fluido refrigerante pois a mesma interfere em todos os pontos já que tem ligação direta com a taxa de calor trocado em cada elemento Conforme mencionado no capítulo anterior não foi 60 feita uma aferição deste medidor no entanto uma análise simples pode ser feita Conhecendo a rotação do compressor e as propriedades do fluido refrigerante em sua entrada é possível determinar a vazão mássica aproximada através dele Uma análise mais criteriosa só não é possível porque o fabricante do compressor não informa o volume de espaço nocivo dos cilindros O fluido confinado nesse espaço fica não sendo transferido para a linha de alta pressão De qualquer forma se for considerada a pressão absoluta de admissão em 354 bar e a temperatura em 10 C temse para esta condição um volume específico de 005877 m³kg A taxa de deslocamento do compressor Td pode ser obtida pela equação 41 sendo o diâmetro do cilindro de 40 mm curso h de 30 mm e o número de cilindros nc de 2 A rotação é medida pela bancada 41 000073513 m³s Dividindo a taxa de deslocamento calculada pelo volume específico se obtém a vazão mássica de 00125 kgs através do compressor Esse valor está 14 acima da vazão medida pelo sensor o que era esperado visto que o volume de espaço nocivo não ter sido considerado Isso significa que o valor medido pelo sensor de vazão está coerente A Tabela 42 apresenta os resultados teóricos comparados aos resultados práticos Essa tabela traz os valores calculados considerandose as condições do teste ou seja temperatura de evaporação de 45 C e temperatura de condensação de 423 C Tabela 42 Valores teóricos e práticos para o teste com carga 1300 W Dados Carga Aplicada W Fluxo de Massa kgs Potência Compressão W Carlor Rejeitado W Fluxo Água Evaporador kgs Fluxo Água Condensador kgs Teórico 1386 00098 233 1620 00662 00774 Prático 1386 00107 465 1832 0092 00634 Fonte o Autor Comparandose os valores obtidos no teste prático com os valores teóricos calculados percebese algumas diferenças Na Tabela 42 para a carga térmica de 1386 W a uma temperatura de condensação de 423 C é demandado no compressor uma potência teórica de aproximadamente 233 W Esse valor seria para uma condição ideal de compressão ou seja 61 uma compressão adiabática Na prática isso não ocorre porque existem perdas no compressor como a dissipação de temperatura para o meio externo por exemplo A Figura 42 traz uma captura de tela do gráfico dinâmico de pressão e entalpia Figura 42 Tela do diagrama de entalpia e pressão com carga 1300 W Fonte o Autor Os dois pontos verdes localizados a direita da curva de saturação indicam a condição do fluido refrigerante antes e depois do processo de compressão Para ser igual ao modelo teórico a linha verde que une os dois pontos deveria ser paralela as linhas isentrópicas marcadas na cor azul porém isso não é verdadeiro Essa inclinação para a direita deixa claro que o compressor provoca um processo irreversível no sistema e que portanto um acréscimo de potência deve ser fornecido ao seu eixo para obter o mesmo resultado do modelo teórico Na Tabela 42 estão determinados os fluxos de água através do evaporador e condensador que são respectivamente 00662 kgs e 00774 kgs Esses valores ficaram bastante divergentes dos reais mensurados que foram de 0092 kgs e 00634 kgs mas essa divergência pode ser explicada pela diferença entre a temperatura de entrada e saída da água através dos trocadores considerada no cálculo teórico e o medido na bancada No cálculo teórico foi considerado uma diferença fixa de 5 C mas que na prática foi de 36 C para o evaporador e 7 C para o condensador Essa diferença tem relação direta com 62 a vazão no entanto se for observada a potência de troca que é fator principal os valores ficam equilibrados Pela Tabela 42 o calor rejeitado no condensador é de 1620 W ou seja 12 inferior ao valor medido na bancada Essa diferença também é reflexo da compressão isoentrópica que na prática não ocorre Somando a taxa de calor absorvido no evaporador que é de 1386 W com a potência de compressão que é de 465 W se obtém 1851 W Comparando esse valor com a taxa de calor rejeitada na água através do condensador que é de 1832 W se obtém uma diferença de aproximadamente 1 condizendo com a teoria Outra análise que pode ser feita a partir dos resultados é a comparação entre a taxa de calor trocada pela a água e o fluido refrigerante no condensador e no evaporador No lado do condensador os valores ficam bastante próximos sendo que a água absorveu uma taxa de 1832 W e o fluido rejeitou 1826 W A diferença produz em erro de 032 ou seja um valor bem aceitável O isolamento térmico feito com espuma elastomérica contribuiu muito para manter estes valores próximos Durante os testes foi observada a temperatura externa da caixa de isolamento que se manteve próxima a temperatura ambiente comprovando a eficiência da isolação No evaporador no entanto a taxa de calor trocada entre a água e o fluido refrigerante não apresentou valores tão próximos Fontes dessa diferença podem ser trocas térmicas entre o trocador de placas e o meio externo porém não foi observado deficiências no isolamento A única questão notada são duas conexões que estão expostas conforme a Figura 43 Figura 43 Conexões expostas no evaporador Fonte o Autor 63 Podese observar que a água rejeita uma taxa de 1386 W enquanto que o fluido absorve uma taxa de 1643 W representando uma diferença percentual de aproximadamente 16 Outro fator que pode ter contribuído para essa diferença é a entalpia calculada após a válvula de expansão Por definição ela foi considerada a mesma da linha de líquido já que a medida de pressão e temperatura após a válvula de expansão não define o estado do fluído refrigerante por estar na condição de saturação líquidovapor Através dos dados mensurados também é possível determinar a efetividade dos trocadores que representa o seu desempenho térmico Tanto para o evaporador como para o condensador considerase o Cmin referente a corrente de água já que ela não altera sua fase durante o processo de troca térmica A equação 42 trás os resultados 42 O produto UA que relaciona o coeficiente global de transferência de calor com a área de troca pode ser determinado pela equação 43 43 Conhecendose a área útil de troca que de acordo com os dados técnicos do fabricante é de 01974 m² pode ser determinado diretamente o coeficiente global de transferência de calor que é de para o evaporador e para o condensador Outro ponto interessante de ser analisado é o COP do sistema Teoricamente o COP para esta condição de operação seria em torno de 595 Para tal foi considerada a potência dissipada de 1386 W e o trabalho teórico aplicado ao compressor de 233 W Como visto anteriormente essa definição se aplicaria caso houvesse uma compressão isoentrópica Como 64 isso não é possível o COP medido pela bancada foi de 298 ou seja aproximadamente 50 inferior ao teórico Neste caso foi considerada a mesma taxa de transferência de calor no evaporador e a potência mecânica de eixo no compressor 42 RESULTADO COM ALTA CARGA TÉRMICA A seguir são apresentados os resultados com alta carga térmica ou seja 1800 W A Figura 44 ilustra a tela do supervisório durante o regime estável de operação na qual podem ser observados os valores mensurados e calculados em cada ponto do processo Para os 1800 W ajustados o compressor operou no modo PID com aproximadamente 791 rpm Com 112 bar de pressão manométrica ajustados na descarga a bomba conseguiu operar de forma estável com 88 de sua velocidade Figura 44 Valores obtidos durante o teste com carga de 1800 W Fonte o Autor Durante esse ensaio a pressão atmosférica também se manteve em 931 hPa A Tabela 43 mostra um comparativo dos novos valores calculados e dos valores informados pelo programa CoolPack Novamente as diferenças percentuais encontradas foram insignificantes 65 Tabela 43 Diferença percentual na entalpia calculada com carga 1800 W Ponto Mensurado Entalpia Calculada kJkg Entalpia CoolPack kJkg Diferença Percentual Saída Compressor 4399 439 02 Entrada Condensador 4245 4231 033 Saída Condensador 2565 256 02 Linha de Líquido 2547 2542 02 Entrada Evaporador 2547 2542 02 Saída Evaporador 4031 4017 035 Entrada Compressor 4063 4051 03 Fonte o Autor Assim como no teste com baixa carga térmica a Tabela 44 reporta agora os valores teóricos e práticos considerando as mesmas condições do experimento com alta carga térmica ou seja com temperatura de evaporação de 48 C e temperatura de condensação de 483 C Tabela 44 Valores teóricos e práticos para o teste com carga 1800 W Dados Carga Aplicada W Fluxo de Massa kgs Potência Compressão W Carlor Rejeitado W Fluxo Água Evaporador kgs Fluxo Água Condensador kgs Teórico 1809 00138 367 2176 00865 0104 Prático 1809 00146 660 2434 0092 0107 Fonte o Autor Para este caso a potência de compressão teórica também se manteve inferior a real medida na bancada A Figura 45 trás uma captura de tela do gráfico dinâmico de pressão e entalpia Em relação a Figura 42 é possível observar que a inclinação da reta verde foi mantida o que caracteriza uma condição estável de compressão para ambos os casos A única diferença está no ponto final da reta ou então após a compressão que nesta nova condição foi deslocado para cima em função da pressão manométrica de descarga ajustada em 112 bar A soma da taxa de calor absorvida no evaporador que foi de 1809 W com a potência de compressão medida de 660 W representa 2469 W Relacionando esse valor com a taxa de calor rejeitada na água através do condensador que foi de 2434 W chegase a uma diferença percentual de 04 ou seja um valor bastante aceitável 66 Figura 45 Tela do diagrama de entalpia e pressão com carga 1800 W Fonte o Autor Novamente a taxa de calor trocada pela água e pelo fluido refrigerante no condensador teve valores bastante próximos Foram registrados 2434 W trocado pela água contra 2458 W trocado pelo fluido refrigerante Isso representa uma diferença de 1 No evaporador foram registrados dados um pouco mais divergentes No lado do fluído refrigerante foram trocados 2171 W contra 1809 W mensurados no fluxo de água Isso representa um erro de 17 As justificativas para essa diferença são as mesmas mencionadas anteriormente Para este caso de maior carga térmica também foram determinadas as efetividades dos trocadores levandose em consideração os mesmos critérios do teste com 1300 W A equação 44 trás os resultados 44 67 Acima pode ser observado um decréscimo da efetividade do condensador que passou a ser de 30 Nessa condição a bomba operou com 88 de sua velocidade fazendo aumentar substancialmente a vazão de água Esse aumento de vazão reduz o tempo de troca térmica entre os fluídos de modo que o trocador passa a operar de uma forma menos eficiente O produto UA está determinado pela equação 45 45 Com a área de troca determinase o coeficiente global de transferência de calor que é de para o evaporador e para o condensador O COP teórico para a condição atual de operação é de 493 sendo que para isso foi considerada a carga dissipada de 1809 W e o trabalho de compressão de 367 W O COP medido na bancada foi de 274 ou seja 44 inferior ao teórico Podese perceber que a relação de diferença entre o COP teórico e real do teste com baixa e alta carga térmica se manteve parecido Outro fator que pode ser observado é que o COP medido para a condição de 1800 W de carga térmica foi reduzido em aproximadamente 8 se relacionado ao COP da carga de 1300 W o que se atribui às diferenças de pressão de descarga ajustadas Para a maior carga foi exigido um trabalho maior de compressão já que a pressão manométrica de descarga foi aumentada em 12 bar Isso reflete diretamente da eficiência do processo 43 ANÁLISE DE GRÁFICOS A seguir estão representados alguns registros feitos pelo software da bancada através de gráficos de históricos Embora na seção anterior a explanação tenha iniciado com o teste de baixa carga o primeiro experimento realizado na bancada foi com a carga de 1800 W Em seguida sem desligar ou colocar em repouso o equipamento foi reduzida a carga térmica para 1300 W O ensaio completo levou cerca de uma hora sendo que para atingir o regime de 68 operação estável e coletar as telas de registros foi aguardado um tempo de aproximadamente vinte e cinco minutos após as alterações iniciais de parâmetro A Figura 46 apresenta os valores de pressão medidos na entrada e saída do compressor Podese observar como o controle PID da bomba de condensação conseguiu manter estável a pressão de descarga Na primeira parte do gráfico ela fica ajustada com valor de 112 bar Um pouco a frente da metade do gráfico ocorre uma alteração dos valores representada por um pico e em seguida uma estabilidade Isso ocorreu no momento em que a pressão de descarga foi ajustada em 10 bar Na parte inferior do mesmo gráfico está representada a pressão de sucção que foi mantida constante durante todo o teste com o controle PID feito pelo compressor Figura 46 Gráfico das pressões de sucção e descarga Fonte o Autor A Figura 47 ilustra a rotação do compressor durante as condições de teste Podese observar que para manter a pressão de sucção constante o compressor precisou modular a cada pouco a sua rotação Para fazer a coleta de dados foi aguardado o momento de maior 69 estabilidade em cada caso Esses momentos estão destacados com os dois quadrados na cor verde A queda de rotação observada na metade do gráfico foi consequência apenas da variação da carga térmica de 1800 W para 1300 W Figura 47 Gráfico da rotação do compressor Fonte o Autor A Figura 48 mostra as temperaturas de descarga e sucção do compressor Fica claro como ambas se comportaram de acordo com as pressões de trabalho ajustadas no entanto de uma forma bem mais suave perante as mudanças do processo Na Figura 49 está representada a velocidade percentual da bomba de condensação e as temperaturas da água na entrada e saída do condensador Durante todo o processo é possível observar uma constante modulação da bomba para manter estável a pressão de descarga do compressor Outro ponto que pode ser observado na Figura 49 é diferença entre as temperaturas de entrada e saída da água através do trocador em função da velocidade da bomba 70 Figura 48 Gráfico da temperatura na entrada e saída do compressor Fonte o Autor Figura 49 Gráfico da velocidade da bomba e trocas térmicas do condensador Fonte o Autor 71 Nos momento que a bomba operou com velocidade de 100 a diferença de temperatura não ultrapassou 5 C A partir da metade do gráfico que caracterizou a redução da carga térmica e que foi o momento em que a bomba reduziu substancialmente a sua velocidade pode ser observado que o tempo de passagem pelo trocador permitiu que ela trocasse até 10 C A Figura 410 demonstra a velocidade da bomba de circulação de água no evaporador e as respectivas temperaturas de entrada e saída Durante todo o experimento a velocidade da bomba foi mantida em 50 Com a carga térmica de 1800 W um melhor desempenho do trocador foi exigido sendo que neste caso a diferença entre as temperaturas de entrada e saída da água foi de aproximadamente 5 C Ao reduzir a carga térmica para 1300 W a diferença de temperatura da água entre a entrada e a saída passou a ser de 3 C aproximadamente Um fator que favorece isso é a menor diferença de temperatura entre a água e o fluido refrigerante diminuindo assim a taxa de transferência de calor Figura 410 Gráfico da velocidade da bomba e trocas térmicas do evaporador Fonte o Autor 72 5 CONCLUSÃO Baseado nos resultados medidos durante os testes da bancada podese dizer que o objetivo principal deste trabalho foi atingido A construção do protótipo já se demonstrou uma tarefa bastante desafiadora no entanto ela não seria suficiente caso os dados apresentados fossem inconsistentes Na prática foram observados resultados bastante satisfatórios que condizem com a teoria abordada e isso é algo muito importante principalmente em se tratando de um equipamento para uso acadêmico Para tal foi dispensado um esforço bastante grande sempre buscando o equilibro entre conceito equipamento instrumentação controle e custo A união destes fatores foi a responsável pelo sucesso do projeto O conceito da bancada por exemplo foi criado levando se em consideração a facilidade da instrumentação aquisição de equipamentos limitações do projeto e os custos O controle foi pensado de forma a propiciar a melhor exploração possível dos recursos da bancada O software supervisório foi desenvolvido com o intuito de facilitar o manuseio do equipamento sendo que para tal foi criada uma interface intuitiva e também com diversas informações Foram desenvolvidos algoritmos específicos para trazer informações em tempo real como o COP a entalpia em cada ponto relevante do circuito e o gráfico dinâmico ph Essas facilidades tornam o procedimento de testes bastante prático e eficiente Um recurso para análise retroativa de informações também foi criado e com ele é possível observar os gráficos de qualquer grandeza medida até dois meses Como sugestão para trabalhos futuros podese implementar melhoras no software supervisório deixandoo ainda mais completo com informações de entropia e volume específico em cada ponto relevante do circuito Além disso diferentes gráficos podem ser criados cruzando informações específicas em cada eixo e não apenas em função do tempo como está feito atualmente Outra possibilidade de trabalho é a exploração de algum conceito específico da refrigeração que busque melhorar a eficiência de um processo e para tal utilizar a bancada como recurso 73 6 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS AMERICAN SOCIETY OF HEATING Refrigerating and AirConditioning Engineers PARSONS Robert A 1997 ASHRAE handbook fundamentals SI ed Atlanta ASHRAE 1997 ca 700 p ISBN 1883413451 APREA C MASTRULLO R RENNO C Experimental Analysis of Scroll Compressor Performances Varying its Speed Applied Thermal Engineering 2006 Vol 26 Pp 983 992 BEGA Egídio A Instrumentação Industrial 3ed Rio de Janeiro Interciência 2011 694 p ISBN 9788571932456 CHEN Yu HALM Nils P GROLL Eckhard A BRAUN James E Mathematical modeling of scroll part I compression process modeling International Journal of Refrigeration 2002 Vol 25 Pp 731750 CLELAND A C Polynomial curvefits for refrigerant thermodynamic properties extension to include R134a International Journal of Refrigeration 1992 Vol 17 Pp 245249 DANFOSS AS METAPHOR REKLAMEBUREAU REFRIGERANT OPTIONS NOW AND IN THE FUTURE Disponível em httpwwwradanfosscomTechnicalInfoLiteratureManualsRADKRAPE300A402pdf Acesso em 28 set 2012 HUANG Jianchang SHEER Thomas J BAILEYMCEWAN Michael Heat transfer and pressure drop in plate heat exchanger refrigerant evaporators International Journal of Refrigeration 2012 Vol 35 Pp 325335 INCROPERA Frank P DEWITT David P Fundamentos de transferência de calor e de massa 4ed Rio de Janeiro LTC 1998 494 p ISBN 8521611463 74 LAZZARIN R NORO M Experimental comparison of electronic and thermostatic expansion valves performances in an air conditioning plant International Journal of Refrigeration 2008 Vol 31 Pp 113118 LUCAS Christian KOEHLER Juergen Experimental investigation of the COP improvement of a refrigeration cycle by use of an ejector International Journal of Refrigeration 2012 Vol 35 Pp 15951603 SILVA Jesué Graciliano da Introdução à tecnologia da refrigeração e da climatização 2ed São Paulo Artliber Editora 2010 263 p BORGNAKKE Claus SONNTAG Richard E VAN WYLEN Gordon J Fundamentos da termodinâmica São Paulo SP E Blücher 2009 xvii 461 p Série Van Wylen ISBN 9788521204909 STOECKER Wilbert F JABARDO José M Saiz Refrigeração industrial 2ed São Paulo E Blücher 2002 xii 371 p ISBN 9788521203056 75 APÊNDICE A CATÁLOGO COMPRESSOR BITZER 76 APÊNDICE B CATÁLOGO VÁLVULA DE EXPANSÃO 77 APÊNDICE C CATÁLOGO DO CONDENSADOR ELGIN 78 APÊNDICE D CATÁLOGO DA BOMBA KSB