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Universidade Federal de Santa Catarina

Centro Tecnológico

Departamento de Engenharia Mecânica

Coordenadoria de Estágio do Curso de Engenharia Mecânica

CEP 88040-970 - Florianópolis - SC - BRASIL

www.emc.ufsc.br/estagiomecanica

estagio@emc.ufsc.br




RELATÓRIO DE ESTÁGIO

Período: 19/04/2008 a 19/06/2008

W
hirlpool S. A. – Unidade Embraco de compressores


Aluno: Pedro Ceriolli Breda

Supervisor: Eng. Luciana Wasnievski da Silva

Nome do orientador: Prof. Cláudio Melo


Joinville, 20 de junho de 2008

Índice

1 – Introdução 3

2 – Câmaras do calorímetro 3

2.1 – Câmara fria 3



2.1.1- Componentes da câmara fria 7

Evaporador 8

Transmissor de pressão diferencial 8

Ventilador 9

Resistência elétrica 10

Damper 10

Retificador do fluxo de ar - Manta filtrante 11

2.2 - Câmara Quente 11



3 - Sistema de aquisição e controle 13

3.1 - Revisão de normas 14



4 – Laboratório de aplicações/Embraco 17

4.1 – Determinação do fluxo de massa teórico 17



4.1.1 - Método 18

6 – Conclusão 21

7 - Referências 22


1 – Introdução

Este relatório refere-se a segunda parte de estágio na Whirpool S/A – Unidade Embraco de compressores. Na primeira etapa do estágio, foram definidas as necessidades de projeto, usuário e características físicas do calorímetro. Nesta etapa iniciou-se o projeto mecânico do mesmo, assim com a análise das necessidades de controle e medição do aparato. Abaixo segue uma breve descrição do layout proposto para o calorímetro, que será composto basicamente por 2 câmaras climatizadas, uma com características da recirculação do ar (câmara fria) e a segunda um túnel de vento (câmara quente).

Também neste relatório encontra-se uma breve descrição das atividades realizadas no laboratório de aplicação, onde apresentou-se um método analítico de determinação de fluxo de massa para a equipe técnica assim como foi monitorado o aprendizado dos integrantes da equipe do laboratório.

2 – Câmaras do calorímetro

2.1 – Câmara fria


Para o dimensionamento e definição da geometria da câmara fria, foram levantadas as seguintes informações: a faixa de capacidade de refrigeração a qual o aparato será destinado - volume interno de alguns freezers - dimensões e geometrias dos possíveis evaporadores que serão submetidos à testes - comportamento dos refrigeradores quando em regime permanente e transiente.

A carga térmica a qual o sistema de refrigeração em teste será submetido é igual à somatória de toda a potência dissipada no interior do calorímetro (potência dissipada pelo ventilador, potência aplicada as resistências e potência dissipada por componente auxiliar) mais o calor que infiltra no aparato através de suas paredes. Sabendo-se também que a faixa de capacidade de refrigeração dos sistemas a serem testados está na faixa de 50 a 300 watts, fica evidente a necessidade da construção de um ambiente com o bom isolamento térmico, ou seja, um baixo valor de UA. Foi definido então, que o ambiente de baixa temperatura será construído com painéis termoisolantes de PUR (poliuretano) com 150 mm de espessura fornecida pela Dânica Termoidustrial LTDA, (localizada em Joinville/SC). Estes painéis são paredes compostas de duas camadas externas de aço preenchidas com poliuretano, conforme figura 1 abaixo, normalmente utilizados na construção de câmaras frigoríficas de baixa temperaturas para estocagem de produtos congelados até -30 ºC.

*UA – Produto do coeficiente global de transferência de calor pela área superficial do aparato.


Figura 1 – Parede da mini-câmara, medidas em mm


O núcleo isolante do painel em PUR é caracterizado como retardador à chama (classe R1), conforme NBR 7358 (ABNT), com massa específica aparente (MEA) de 37 kg/m³ a 42 kg/m³. Seu revestimento é feito aço zincado, pré-pintado na cor branca RAL 9003 com condutividade térmica aproximada de 50 W/m.K. Abaixo segue a tabela 1 com os coeficientes globais de transmissão de calor dos painéis com núcleo em PUR.






Tabela 1 – Coeficientes globais de transferência de calor

O gráfico apresentado na figura 2 ilustra a influência da espessura da parede do calorímetro sobre o valor de UA do aparato Os cálculos foram realizados utilizando o EES - Engineer Equation Solver. Este valor de UA não representa o valor real do aparato, pois o cálculo não leva em consideração falhas de vedação do calorímetro, infiltrações por orifícios feitos para instalação de componentes, alimentação elétrica dos mesmos, passagem de tubos e conexões para o sistema de refrigeração etc. O valor real do UA do sistema é ajustado através de calibração. Este procedimento é denominado de método reverso de determinação de UA, é realizado fazendo-se o processo reverso do funcionamento de um sistema de refrigeração. No interior do sistema são instaladas resistências elétricas para o aquecimento do ar, as quais são distribuídas de maneira a uniformizar ao máximo a temperatura interna do refrigerador. Monitora-se as temperaturas internas dos compartimentos do refrigerador, a temperatura ambiente e a potência dissipada pelo conjunto de resistências instaladas. Sabendo-se que o fluxo de calor através de uma parede de isolamento é definida pela equação (1), onde o valor de Q é a potência dissipada pelo conjunto de resistências e o T é a diferença da temperatura interna do sistema e a ambiente, pode-se determinar o valor de UA do sistema. Este valor indica a qualidade do isolamento térmico de um sistema de refrigeração.





Figura 2 – Gráfico da variação do UA do aparato com a espessura de isolamento

(1)

Pode-se também realizar o ensaio de determinação do UA para mais de uma temperatura ambiente.

Para o dimensionamento do volume interno útil da câmara fria, aproximadamente 200 litros, foram tomados como referência os volumes internos de freezers de modelos side-by-side disponíveis em mercado. terá um volume interno útil de, o que representa o volume interno de um freezer do um sistema do tipo side-by-side.

Para o dimensionamento da seção de testes do calorímetro, ou seja, onde serão instalados os evaporadores em teste, foi realizado um levantamento das dimensões de evaporadores de sistemas domésticos, como apresentado na tabela 2 abaixo.

A partir destes dados decidiu-se que a seção de testes da câmara fria, terá a capacidade de testar evaporadores com as seguintes dimensões máximas:

- 600 x 450 x 150 mm

A configuração final da câmara fria e o circuito de circulação do ar dentro da câmara está ilustrado nas figuras 3 e 4. Uma “parede móvel”, ilustrada na figura 5, fará a divisão dos compartimentos do calorímetro e é constituído do mesmo material da câmara (painel termo-isolante).




Tabela 2 – Dimensões de evaporadores household

No interior da mini-câmara o ar é resfriado pelo evaporador, passa pelo ventilador, segue para as resistências, onde, se necessário, sofre aquecimento, passa pelo damper, é direcionado ao plenum, onde sofre uma uniformização de velocidade e temperatura, devido à manta filtrante (feltro), passa pela mini-câmara e retorna ao evaporador novamente.








Figura 3 – Configuração final da câmara fria

Figura 4 – Circulação do ar no interior da câmara fria – alterar desenho






Figura 5 – “Parede móvel” – Seção de teste

2.1.1- Componentes da câmara fria


A câmara fria é composta por seis componentes importantes. O Evaporador, transmissor de pressão diferencial, ventilador, resistência, damper e manta filtrante. A seguir, uma breve descrição de suas características e funções no circuito calorimétrico e as características observadas para a seleção destes componentes.

Evaporador


Componente do circuito de refrigeração, o qual será avaliado dentro do domínio calorimétrico, neste caso a câmara fria. Sendo um dos principais objetivos do calorímetro a avaliação de sistemas e componentes para “deck’s” de refrigeração, estaremos considerando evaporadores que operam com convecção forçada, como exemplificado na figura 6.



Figura 6 – Exemplo de evaporador de convecção forçada



Transmissor de pressão diferencial


O transmissor de pressão diferencial funciona pela movimentação de um diafragma ultrafino de silicone rígido, respondendo às variações de pressão entre os lados de baixa e alta pressão. Neste caso, será utilizado no sistema para medir a queda de pressão do fluxo de ar, ao passar pelo evaporador e condensador. Com este valor de perda de carga, através da curva de vazão dos trocadores de calor, obtém-se a vazão de ar através do componente. O balanço de energia pelo lado do ar, é então calculado em função deste valor de vazão e em função da variação de temperatura do ar entre a entrada e a saída do trocador. Ajustes no diferencial de pressão medido podem ser realizados através do damper e ventilador. A figura 7 apresenta o instrumento selecionado para esta aplicação, o qual apresenta alta precisão e com o objetivo da minimização de incertezas no resultado final apresentado, foram avaliados sua faixa de operação, tipo de alimentação, sinal de saída do transmissor, tempo de resposta do instrumento e principalmente a precisão do mesmo.



Figura 7 – Transmissor de pressão diferencial

Ventilador


No projeto de um sistema de refrigeração a determinação da perda de carga desenvolvida ao longo do circuito de ar é fundamental, pois a vazão de uma máquina de fluxo (no caso ventilador) é inversamente proporcional à perda de carga.

Se para a seleção de um ventilador a perda de carga estimada para o sistema for menor do que a real apresentada, a vazão de ar no sistema irá diminuir, como pode ser observado no gráfico da figura 9. Ao utilizar uma vazão abaixo da de projeto, o sistema tem sua capacidade de refrigeração reduzida e consequentemente o seu Coeficiente de Performance. Desta forma, optou-se pela utilização de um ventilador de rotação variável (figura 8), o qual estará associado a um registro de regulagem de vazão (damper) e ao transmissor de pressão diferencial.

Com esta configuração será possível garantir o funcionamento do sistema nas condições de projeto, como também realizar análises de eficiência do sistema em função apenas da vazão de ar nos trocadores.







Figura 8 – Ventilador de rotação variável

Figura 9 – Curva característica de um ventilador – Perda de carga (P) x Vazão (cfm)

Resistência elétrica


A carga térmica de um sistema de refrigeração é correspondente a toda energia fluindo através da superfície de controle ou sendo gerada dentro do volume de controle definido pelo conjunto calorimétrico. Para tanto optou-se por controlar indiretamente a carga térmica, com o auxílio de uma resistência elétrica instalada no circuito do calorímetro, pré-definindo a temperatura do ar de retorno no evaporador, isto exigirá o desenvolvimento de um controlador que atuará sobre esta resistência.

A resistência selecionada (figura 10) é do tipo tubular com diâmetro externo de 9 mm e uma potência total de 300 W alimentada em DC. Este tipo de resistência foi selecionada devido a menor inércia térmica comparada com resistências do tipo aletada e melhor estabilidade no controle em relação as resistências AC.





Figura 10 – Resistência tubular

Damper


Como exposto no item 3.7.2.3 sabe-se que a vazão de uma máquina de fluxo é inversamente proporcional a perda de carga do circuito de circulação do ar. O damper é o componente que associado com o ventilador de rotação variável será utilizado para o ajuste fino da vazão ótima ou de projeto dos trocadores de calor. Este componente será controlado por um motor atuador onde será possível regular a abertura do damper entre valores de 0 a 100% de obstrução controlando assim a perda de carga do circuito e indiretamente a vazão do ventilador.



Figura 11 – Damper – registro de fluxo de ar

Retificador do fluxo de ar - Manta filtrante


Sabe-se que o escoamento de ar em dutos pode se tornar altamente turbulento, influenciando sensivelmente nas medições de temperatura e pressão estática. Para contornar essa situação e homogeneizar a temperatura interna do calorímetro, pode-se instalar camadas de manta filtrante no circuito do ar. Estas mantas são comercialmente vendidas com a finalidade de filtragem do ar em sistemas de refrigeração industrial, dutos de distribuição de ar , condicionadores de ar, retenção de particulados de resíduos industriais etc. e são classificadas segundo sua eficiência de filtragem. Para nossa aplicação, uma manta de baixa eficiência (Classe G0 – segundo norma NBR6401) pode-se ser utilizada devido a sua baixa perda de carga gerada no circuito calorimétrico.

A manta será instalada principalmente na parte superior da câmara fria, formando um plenum, uniformizando a temperatura e velocidade do ar. Após a construção do calorímetro, este passará por ensaios de aferição da uniformidade de temperatura e perfil de velocidade do ar no seu interior validando assim a instalação do plenum ou verificando a necessidade de novas providências para uniformização de velocidade e temperatura do ar no interior do aparato.





Figura 12 – Manta filtrante

2.2 - Câmara Quente


A câmara quente é onde serão acondicionados componentes como compressor e condensador do sistema de refrigeração em teste. Esta câmara deverá controlar a temperatura do ar na entrada do condensador, para simular diversas condições de testes, avaliando assim a influência da temperatura ambiente sobre a temperatura de condensação, sobre o desempenho do compressor e outros componentes.

Para efetuar o controle da temperatura do ambiente onde estarão instalados o compressor e o condensador, a proposta apresentada foi baseada no aparato apresentado por Jarbado et.al., onde tinha-se a seção de testes do evaporador (no nosso caso é a câmara fria) e a seção onde o condensador era instalado. Esta seção era um túnel de vento com os seguintes componentes instalados em série - resistor com um variador de tensão (para controle da temperatura de entrada do ar no condensador – como não havia um dispositivo de resfriamento do ar, a temperatura do ar ficava limitada a ser maior ou igual ao do ambiente), um retificador de fluxo de ar (uniformização do perfil de velocidade e temperatura no interior do duto) e o condensador com seu respectivo ventilador. Através destes equipamentos conseguia-se o controle da temperatura do ar no condensador e assim realizar o balanço de energia do ar no condensador e avalia-los da mesma forma que os evaporadores eram avaliados.

No calorímetro proposto, deseja-se construir um “túnel” onde se terá controle da temperatura do ar na entrada do condensador, não dependendo da temperatura ambiente o qual o aparato está imerso.

Nesta etapa, como já apresentado concentrou-se no dimensionamento da câmara fria do sistema, e apenas registrou-se a idéia de como a câmara quente poderá ser construída.





Figura 13 – Desenho esquemático da configuração da câmara quente

Na figura 13, tem-se um desenho esquemático do layout proposto para a câmara quente. Ela será constituída por (da esquerda para a direita):



  1. Damper de bloqueio;

  2. Evaporador – Resfriamento do do ar (caso a temperatura ambiente seja maior que a temperatura na entrada do condensador) ;

  3. Resistência – Aquecimento do ar (caso a temperatura ambiente seja menor que a temperatura na entrada do condensador);

  4. Ventilador auxiliar – Ajuste fino da perda de carga do circuito em conjunto com o damper (Item 4);

  5. Damper de regulagem da perda de carga;

  6. Retificador do fluxo de ar (uniformização da velocidade e temperatura do ar no interior do duto);

  7. Conjunto em teste – Condensador e ventilador;

  8. Compressor do sistema;

  9. Damper de bloqueio.

Com a associação destes componentes deseja-se obter versatilidade e eliminar dependência da temperatura na entrada do condensador com a temperatura do local onde será instalado o aparato, assim como ter controle da perda de carga do circuito, simulando as condições ideais de funcionamento do conjunto condensador - ventilador.

3 - Sistema de aquisição e controle


Sabendo-se da importância da correta especificação do sistema de aquisição, para garantir a qualidade da aquisição de informações dos dados gerados nos ensaios com o calorímetro a ser desenvolvido, em termos de incertezas e precisão, a especificação destes instrumentos devem passar por algumas etapas básicas. A primeira é a etapa de revisão de normas que regem estes tipos de experimentos e as atividades de ensaios para a avaliação de sistemas de refrigeração, onde pode se ter uma noção dos tipos de grandezas que serão medidas, os instrumentos indicados para cada tipo de medição, a máxima incerteza do instrumento a ser utilizado, velocidades na aquisição dos dados etc.; a segunda etapa foi levantar as necessidades do projeto em termos de tipos de medição, qualidade de medições, quantidade de variáveis de cada tipo, necessidades de controle do aparato, os tipos de instrumentos de medição que serão utilizados, sistemas de aquisição de dados, integradores de potência elétrica etc. e a terceira foi fazer a especificação dos equipamentos e análise dos sistemas selecionados e verificar se estes atendem todas as necessidades do projeto.

3.1 - Revisão de normas


Esta revisão destina-se a conhecer e atender a norma mais crítica em termos de erros e incertezas nas medições das variáveis envolvidas nos ensaios a serem desenvolvidos no calorímetro Household. O atendimento destes requisitos é o fator mais importante na especificação dos sistemas de aquisição, controle e instrumentação do experimento. Abaixo está um resumo das tolerâncias a respeito das incertezas de algumas normas, permitidas para os transdutores utilizados assim como as faixas as quais determinadas variáveis devem permanecer confinadas. Foram analisadas normas ANSI/ISO/ASHRAE/AS e a maioria delas faz referência somente a exatidão e precisão do instrumento utilizado e apenas duas deixam de forma clara o valor da incerteza total do sistema de aquisição (AS/ANZ4474.1:1997 e ANSI/ASHRAE 41.1 - 1986).

Normas ISO

  • ISO 5155 – Household refrigerating appliances – Frozen food storage cabinets and food freezers – Characteristics and test methods - Itens 8.3.3.1 e 8.4;

  • ISO 7371 – Household refrigerating appliances – Refrigerators with or without low-temperature compartment – Characteristics and test methods - Itens 8.3.3.1 e 8.4;

  • ISO 8561 – Household frost-free refrigerating appliances – Refrigerators, frozen food storage cabinets and food freezers cooled by internal forced air circulation - Characteristics and test methods - Itens 8.3.3 e 8.4;

  • ISO 8187 – Household frost-free refrigerating appliances – Refrigerator-freezers - Characteristics and test methods - Itens 8.3.3 e 8.4.

As normas ISO avaliadas, são normas que determinam critérios e procedimentos de testes para avaliação de sistemas de refrigeração. Nestes procedimentos de testes, são utilizados sensores de temperatura como ferramentas para avaliar o desempenho dos sistemas, equipamentos denominados wattímetros, para a medição de consumo de energia dos sistemas e transdutores de fluxo de massa para o fluido refrigerante do sistema além dos testes serem realizados em câmaras de temperatura, umidade e velocidade do ar controlados. Com respeito a estes três itens, temperatura, consumo de energia e fluxo de massa, as normas ISO, determinam que:

  • as temperaturas devem possuir no máximo ± 0,3ºC de incerteza;

  • o wattímetro deve possuir uma incerteza máxima de 1%;

  • o fluxo de massa deve ter no máximo de ±1% de incerteza;

  • a flutuação máxima permitida para o valor de tensão e freqüência é de ±1% do valor nominal.

A seguinte norma, AS/ANZ4474.1:1997 – Performance of household electrical appliances – Refrigeration appliances - Apêndice B.4 e B.5, é uma das duas únicas normas que fazem menção direta á incerteza total associada com sistema de medição de temperaturas. Para estas medições:

- ± 0,5 ºC de incerteza total do sistema de medição para temperatura.

Para o caso de medição diferencial de pressão, que será utilizada em ambas as mini-câmaras como apresentado, a seguinte norma, ASHRAE 00111 - Pratices for measurement, testing, adjusting and balancing of building heating, ventilation, air-conditioning, and refrigeration systems, traz um adendo em relação a incerteza de medição:


  • ±1% fundo de escala.

A seguinte norma foi elaborada como referência a outras normas em termos de medição de temperatura e a ensaios específicos em laboratório. Como “target” de incertezas relacionadas com as medições das temperaturas adotaremos esta norma, onde foram apresentados os valores mais críticos em termos de erro total associado com o sistema de medição. Esta norma também faz um comentário a respeito de taxas de aquisição, ou seja o intervalo de tempo decorrido entre uma medição e outra.

  • ANSI/ASHRAE 41.1-1986 (RA2006)Standard method for temperature measurement



Tabela 3 – ANSI/ASHRAE 41.1


Item 4.2 - Para cálculo de taxas de transferência de calor em regimes estabilizados faz-se o produto da variação da entalpia e fluxo de massa do fluido.

- Ar, água e refrigerante não volátil: medição de temperatura deve ser feita com instrumentos de boa precisão, com incertezas devidamente minimizadas, devido a baixa variação de entalpia, geralmente associadas a um alto valor de fluxo de massa do fluido.

- Para refrigerantes voláteis, uma mudança de estado está envolvida, consequentemente uma variação de entalpia relativamente grande associada com um pequeno fluxo de massa. Medições de temperatura com menor grau de precisão podem ser utilizadas, resultando num bom valor em termos de taxa de transferência de calor ou calor envolvido no processo.

Item 4.3 - Além dos erros máximos relativos aos termopares, esta norma estabelece os intervalos máximos de medição para regime transiente e estabilizado. Para regime transiente, a aquisição continua de dados é necessária para a realização dos cálculos. Abaixo estão os intervalos de aquisição em relação a taxa de variação de temperatura:


  • Para estabilizado (regime permanente): 1 minuto

  • Para transiente:

Taxa de variação de temperatura de 0,5ºC/s: 5 segundos

Taxa de variação de temperatura de 0,25ºC/s à 0,5ºC/s: 10 segundos

Taxas menores que 0,25ºC/s: 20 segundos

Item 4.3.c - Segundo esta norma, incerteza total associada ao sistema de medição deve estar abaixo de 0,17ºC para valores individuais.




Tabela 4 – “Target´s” de incertezas de medição para os instrumentos a serem utilizados no calorímetro

Levantadas as necessidades em termos de precisão e incertezas as quais o sistema de aquisição e controle deve possuir (Tabela 3.9.1.2), próximo passo é o levantamento das necessidades de medição e controle e análise e especificação dos instrumentos de medição e sistema de aquisição.


4 – Laboratório de aplicações/Embraco


Durante o período de estágio iniciou-se um projeto de melhorias no Laboratório de Aplicações/Embraco. Os objetivos principais deste projeto eram avaliar as atividades desenvolvidas no laboratório e identificar oportunidades de implementação de melhorias nas seguintes áreas:

  1. apresentação de resultados de testes;

  2. procedimento e rotina de testes;

  3. sistemas de medição;

  4. análise dos resultados.

Dentre as atividades deste projeto, foi proposta a elaboração de um relatório padrão de apresentação de resultados de ensaios de avaliação de sistemas de refrigeração para projetos de DT (desenvolvimento de tecnologia) e a cooperação na apresentação de formas de melhoria das análises e apresentação dos resultados dos relatórios, utilizando-se dos fundamentos de refrigeração e ferramentas disponíveis no laboratório, como programas do tipo REFPROP e EES. Abaixo segue uma descrição do método teórico de determinação do fluxo de massa de compressores a partir de dados disponibilizados em catálogos dos principais fabricantes proposto para a equipe do laboratório de aplicação.

4.1 – Determinação do fluxo de massa teórico


Visando aumentar a quantidade e nível de qualidade dos resultados apresentados aos clientes da empresa nos relatórios de Avaliações de sistemas realizados no laboratório de aplicação, buscou-se novas metodologias de análises de sistemas e critérios para avaliação. Dentre eles, visando diminuir a dificuldade e custo que representaria a instalação de transdutores de fluxo de massa nos sistemas em avaliação, buscou-se uma forma analítica para o cálculo do valor de fluxo de massa. Com o valor do fluxo de massa do sistema é possível realizar o balanço de energia pelo lado do refrigerante nos componentes do circuito como o evaporador, condensador, compressor, trocador de calor capilar linha de sucção etc. em regime estabilizado podendo assim realizar uma avaliação mais profunda de sua performance em termos de capacidade de refrigeração, COP, eficiência dos trocadores etc.

Esta forma é de simples e rápida aplicação e apresenta resultados bem próximos do real, validando assim a técnica para avaliações de sistemas. Ela consiste em, a partir de resultados apresentados pelo fabricante do compressor levantar uma curva do rendimento volumétrico do compressor em função da razão de pressão do sistema, pressão de descarga por pressão de sucção. A partir do rendimento volumétrico é facilmente calculado o fluxo de massa instantâneo do sistema.


4.1.1 - Método


A partir de dados de catálogo fornecidos pelos fabricantes de compressores é possível levantar uma relação de pressão de descarga com pressão de sucção e calcular o rendimento volumétrico do compressor e a partir deste o fluxo de massa para qualquer condição de operação do sistema, razão de pressão, através da equação 2.


(2)

Avaliando os dados apresentados em catálogos pelos principais fornecedores de compressores herméticos, Embraco, Danfoss e Tecamseh, é possível utilizar este método e ele mostrou-se válido para esta aplicação.

Para o levantamento da expressão que representa o fluxo de massa do sistema, necessita-se dos seguintes dados de entrada:


  • Temperatura ambiente;

  • Temperatura de condensação;

  • Pressão de descarga;

  • Temperatura de evaporação;

  • Pressão de sucção;

  • Fluxo de massa de catálogo;

  • Freqüência do compressor;

  • Deslocamento volumétrico;

  • Tipo de teste calorimétrico.

Estes dados podem facilmente ser encontrados nos catálogos dos fabricantes de compressores, como por exemplo na tabela 5.

Deve-se estar atento as condições de teste as quais o compressor foi calorímetro. Esta informação nos traz a temperatura ambiente o qual o box do calorímetro se encontra, neste caso 90ºF (32,2ºC) para ASHRAE32, que representa a temperatura na sucção do compressor. Também nestas condições estão definidas as temperaturas de evaporação e condensação. Estas dependem do tipo de aplicação de cada compressor, variando para LBP (low back pressure com evaporação de -35ºC até -10ºC), MBP (medium back pressure com evaporação de –35ºc até –5ºC) ou HBP (high back pressure com evaporação de –5ºC até 15ºC).







Tabela 5 – Dados de um compressor encontrados em catálogo

A partir dos dados de catálogo, utilizando-se a equação (3) e um programa auxiliar para adquirir as propriedades do fluido (pressões de saturação, volume específico) pode se calcular o rendimento volumétrico do compressor nas condições de catálogo. O volume específico na sucção é calculado com a pressão de evaporação e a temperatura na sucção do compressor.

Para cada par de temperaturas de evaporação (pressão na sucção) e temperatura de condensação (pressão de descarga) há um valor de fluxo de massa e um rendimento volumétrico. Com os valores de deslocamento volumétrico e freqüência de operação do compressor constantes pode-se ajustar uma curva para o rendimento volumétrico nas condições de calorímetro.


(3)

v = rendimento volumétrico

Vsuc = volume específico na sucção

CC = Deslocamento volumétrico do compressor

RPS = Freqüência de operação do compressor


(4)

v = rendimento volumétrico

a e b = Coeficientes ajustados da curva

Pdesc = Pressão na descarga

Psuc = Pressão na sucção


Rendimento volumétrico para as condições de calorímetro

Curva de ajuste do Rendimento volumétrico em função da razão de pressão

Agora com a curva do rendimento volumétrico, razão de pressão, deslocamento volumétrico, freqüência de operação e volume específico (obtido através da pressão de evaporação e temperatura na sucção) pode-se encontrar o valor do mesmo para qualquer condição de operação do sistema (razão de pressão) e utilizando-se a equação (2), o fluxo de massa para determinada condição.





Figura 14 – Grádio de um exemplo de curva ajustada de rendimento volumétrico

Nas figuras 15 e 16 estão gráficos comparativos dos valores de fluxo de massa obtidos através do método convencional de medição, através de um transdutor de fluxo de massa e o método indireto apresentado. Pode-se observar que os valores obtidos representam de maneira bastante boa o valor real de fluxo de massa, com erros de no máximo 3%, validando assim a sua utilização na análise de sistemas de refrigeração.







Figura 15 - Gráfico comparativo de fluxo de massa experimental e ajustado

Figura 16 - Gráfico do erro relativo do fluxo de massa experimental e ajustado


6 – Conclusão

Nesta segunda etapa do trabalho do de projeto e construção de um calorímetro para sistemas para sistemas domésticos, baseado em equipamentos já existentes foi definido o layout final do câmara fria e determinado seus componentes e funções na mesma. Foi registrado também que a idéia de configuração da câmara quente baseia-se no aparato proposto por Jarbado et. al. (2002) no item 2.4 do primeiro relatório, onde o condensador, compressor e outros componentes do sistema de refrigeração estarão imersos em um “túnel” de vento, onde as condições do ar na entrada do condensador serão controladas através de uma resistência, caso haja necessidade de aquecimento do ar ou um sistema de refrigeração em paralelo caso haja necessidade da redução da temperatura do ar. Foi iniciada também um levantamento das necessidades de controle e aquisição de sinais do calorímetro baseadas numa revisão das normas que regem estes tipos de experimentos de avaliações de sistemas de refrigeração.



Além do desenvolvimento do calorímetro, houve participação no projeto de melhorias no Laboratório de aplicação que foi de extremo proveito em termos de visualização prática da aplicação, de muitos dos conceitos aprendidos durante o curso de engenharia mecânica.

7 - Referências





  • Stoecker, W. F., Jones, J. W., Refrigeração e Ar Condicionado, Mc Graw Hill do Brasil LTDA, São Paulo – SP, 1985.

  • Incropera, F. P., De Witt, D. P., Fundamentos de Transferência de Calor e Massa, LTC S.A., Rio de Janeiro – RJ, 2003.

  • Kays, W.M.; London, A. L.; Compact heat exchangers, Malabar, Krieger Publishing Co., 1998.

  • Hild, C., Sanders, D., Ross, B., The Thought Map, Quality Engineering, 2000.

  • Kim et al.(2006) – Cooling performance of a variable speed CO2 cycle with an electronic expansion valve and internal heat exchanger, International Journal of Refrigeration, Volume 30, Issue 4, June 2007, Pages 664-671

  • Marcinichen et al. (2006) - Avaliação Experimental do Desempenho de Cassetes de Refrigeração

  • Jarbado, J.M. Saiz, et. al. (2002) Modeling and experimental evaluation of an automotive air condition system with a variable capacity compressor, International Journal of Refrigeration 25, pp 1157-1172, Elsevier Science Ltd., 2002

  • Albertazzi, A. G. J. (2001), Metrologia, Labmetro – Laboratório de Metrologia e Automatização, Departamento de Engenharia Mecânica – Universidade Federal de Santa Catarina, Florianópolis -SC

  • www.embraco.com.br





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