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DIMENSIONAMENTO E AVALIAÇÃO DO CICLO DE
REFRIGERAÇÃO DE SISTEMA DE CLIMATIZAÇÃO
AUTOMOTIVO
1
Eduardo Oliveira dos Santos
Visteon Sistemas Automotivos LTDA
Av. Orlanda Bergamo, 1000
Cumbica
07220-901 – Guarulhos – SP
e-mail 1: esantos7@visteon.com
Prof. Dr. Arlindo Tribess
Escola Politécnica da Universidade de São Paulo
Departamento de Engenharia Mecânica
Av. Prof. Mello Moraes 2231
05508-900 São Paulo, SP Brasil
e-mail: atribess@usp.br
Abstract
Human being spends a large amount of energy to satisfy its comfort needs. In the automotive
applications, air conditioning is the second larger energy consumption system, after the mobility system
itself. The refrigeration system for automotive application has peculiar characteristics, which are different
from other refrigeration systems. In an automotive application, variation of several conditions are highly
significant, so the system must be designed to operate satisfactorily under all these conditions and to provide
thermal comfort with smallest possible energy consumption. The objective of this work is to present the
project of a refrigeration cycle for a compact size vehicle in order to meet thermal load requirements of a
specific wind tunnel test. The project includes the sizing of main components of a refrigeration cycle such as
compressor, condenser, evaporator and expansion device. The refrigeration cycle is designed by following a
design procedure, in order to meet the calculated thermal load. The performance of the refrigeration cycle is
evaluated with the use of a proposed simulation procedure, and the results are compared with the actual
vehicle test results. The results achieved with the proposed simulation model are acceptable. The model can
be used to predict the impact of a modification in the refrigeration cycle such as a component change, or even
to predict the system balance point under different operating conditions.
Key-words:
automotive engineering, air conditioning, refrigeration, thermal comfort, thermal load.
Resumo
O ser humano consome grandes quantidades de energia para satisfazer as suas necessidades de conforto.
Em um veículo automotivo, depois da mobilidade em si, o ar condicionado é o maior consumidor de energia.
O sistema de climatização para aplicações automotivas tem características particulares, diferentes de sistemas
de climatização para outros ambientes. Em uma aplicação automotiva a variação de condições é bastante
significativa, de modo que o sistema deve ser projetado para funcionar sob todas estas condições e propiciar
condições de conforto térmico com o menor consumo de energia. No presente trabalho o objetivo é o projeto
de um sistema de refrigeração que atenda aos requerimentos de carga térmica para um automóvel compacto
em um ensaio específico realizado em túnel de vento. O projeto engloba o dimensionamento dos
componentes principais do ciclo de refrigeração como compressor, condensador, evaporador e o dispositivo
de expansão. A partir da carga térmica, o ciclo de refrigeração foi dimensionado seguindo-se o procedimento
de projeto. A avaliação do desempenho do ciclo foi realizada por meio de um procedimento de simulação
proposto, e os resultados comparados com os do veículo testado. Os resultados obtidos com o modelo de
simulação proposto são bastante razoáveis. O modelo pode ser utilizado para prever o impacto de
modificações no ciclo de refrigeração, como a troca de componentes, ou mesmo para prever o funcionamento
do sistema sob diferentes condições de operação.
Palavras-chave:
Engenharia automotiva, ar condicionado, refrigeração, conforto térmico, carga térmica
1
Artigo extraído da dissertação: “Dimensionamento e avaliação do ciclo de refrigeração de sistema de
climatização automotivo”, de Eduardo Oliveira dos Santos, apresentada à Escola Politécnica da Universidade
de São Paulo para obtenção do Título de Mestre em Engenharia Automotiva sob a orientação do Prof. Dr.
Arlindo Tribess.
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1.
INTRODUÇÃO
O desenvolvimento de sistemas de refrigeração para automóveis surgiu no início dos anos de 1930 nos Estados
Unidos. Em 1933 a General Motors iniciou os trabalhos com o sistema de refrigeração por compressão de vapor usando
refrigerante R12. Em 1939 a Packard Motor Car lançou o primeiro sistema original de fábrica completo de refrigeração
e aquecimento (Figura 1). A General Motors introduziu o sistema de ar condicionado na linha Cadillac em 1941 (Bhatti,
1999a), e desde então a demanda por este item de conforto vem aumentando continuamente.
Figura 1 Primeiro sistema de ar condicionado desenvolvido pela Packard Motor Car em 1939 (Bhatti, 1999a)
No presente trabalho o objetivo é o projeto de um ciclo de refrigeração que atenda aos requerimentos de carga
térmica para um automóvel compacto em um ensaio específico realizado em túnel de vento. O projeto engloba o
dimensionamento dos componentes principais como compressor, condensador, evaporador e o dispositivo de expansão.
Os resultados dos cálculos teóricos são comparados com o dimensionamento do veículo real.
Por fim, a avaliação do desempenho do ciclo de refrigeração é realizada por meio de um procedimento de
simulação proposto, e os resultados comparados com os do veículo real.
2.
CONFORTO TÉRMICO E SEGURANÇA
Diversos aspectos de conforto térmico em automóveis estão relacionados com questões da segurança veicular,
como o desembaçamento e descongelamento dos vidros, o nível de atenção dos motoristas, o stress térmico e a
qualidade do ar no interior do veículo, de tal forma que há regulamentações específicas sobre o assunto estabelecidas
pelas autoridades de transporte de cada país ou região, como a EEC 78/317 na Comunidade Européia e a FMVSS-103
nos Estados Unidos (Bosch, 2000).
2.1.
Conforto térmico
Conforto térmico é definido pela norma ASHRAE 55 (ASHRAE, 2004) como sendo “um estado de espírito que
reflete satisfação com o ambiente térmico que envolve a pessoa”. O corpo humano gera calor continuamente e a sua
temperatura interna deve ser controlada dentro de limites estreitos para evitar o desconforto e o stress térmico. O calor
gerado deve ser dissipado para o ambiente de forma a manter a temperatura interna dentro desses limites. O modelo
desenvolvido por Fanger (1972), baseado no balanço de energia do corpo humano, é um dos mais utilizados para a
avaliação de conforto térmico. Nesse modelo o conforto térmico é avaliado pelos índices PPV (Predicted Percentage of
dissatisfied) e PMV (Predicted Mean Vote). O trabalho de Fanger (1972) é a base da norma ISO 7730 (ISO, 1994) de
conforto térmico.
A ASHRAE 55 (ASHRAE, 2004) também apresenta gráficos para a determinação das condições de conforto
térmico em ambientes condicionados - as Cartas de Conforto da ASHRAE.
Diversos avanços na avaliação do conforto térmico em veículos têm sido obtidos com o uso de manequins
térmicos (ISO 14505-2, 2004), e a tendência para o setor é o uso de manequins virtuais para avaliação de conforto
térmico nas fases iniciais do desenvolvimento dos veículos (Santos, 2005).
3.
CARGA TÉRMICA
Para se atingir as condições de conforto térmico em ambientes condicionados o primeiro passo no processo de
cálculo de um projeto de equipamento de refrigeração é a determinação da carga térmica. É necessário se fazer uma
distinção entre carga térmica e ganho de calor, e a ASHRAE (2001) apresenta esta distinção claramente, definindo:
a) Carga térmica como sendo a taxa de calor que deve ser removida de um determinado local para se manter a
temperatura do ar interior em um valor constante.
b) Ganho de calor como sendo a taxa instantânea em que o calor é transferido para um ambiente ou gerado
internamente.
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2
Em edificações com sistema de ar condicionado central, cálculos de carga térmica realizados como se fossem
ganhos de calor resultariam em valores maiores do que a carga térmica real do ambiente. Nos automóveis o sistema de
refrigeração deve retirar cargas maiores do que aquelas calculadas mesmo considerando a carga térmica como sendo
aquela relativa aos ganhos de calor, pois há a necessidade de se retirar também o calor armazenado no veículo
(estacionado ao sol, por exemplo) em tempo curto de 20 a 30 minutos no máximo (o período de resfriamento do ar: cool
down).
3.1.
Ensaio em túnel de vento
A realização de ensaios de desempenho de sistemas veiculares em túneis de vento (Figura 2) apresenta uma série
de vantagens: permite a verificação de repetitividade de resultados, a possibilidade de executar os ensaios
independentemente das condições climáticas do local de ensaio, simular diversas condições de condução do veículo em
estrada ou com o veículo parado e a possibilidade de coletar vários dados com boa precisão.
Figura 2 Túnel de vento típico para testes veiculares (Ransco Industries, 1999)
As condições de projeto para determinação da carga térmica são aquelas do ensaio de desempenho do sistema de
climatização realizado em túnel de vento.
Condições de ensaio em túnel de vento:
•
Temperatura ambiente 43ºC
•
Umidade relativa 40%
•
Incidência solar 1000W/m2
•
Velocidades: 50km/h, 100km/h, marcha lenta.
•
Carga do dinamômetro (força trativa): Calculada para cada velocidade em função de parâmetros do veículo
(peso, área frontal, coeficiente aerodinâmico, etc).
Operação do veículo:
•
A/C (ar condicionado) frio máximo e ventilação máxima
•
Recirculação (sem renovação de ar)
•
Ventilação frontal
3.2.
Determinação dos ganhos de calor
Em um veículo automotivo, há diversos ganhos de calor que contribuem para a carga térmica total, como segue:
•
Condução de calor através da carroçaria e vidros
•
Irradiação solar pelos vidros
•
Condução de calor do compartimento do motor
•
Pessoas no interior do veículo
•
Equipamentos internos (motores, ventiladores e iluminação).
•
Infiltração / Renovação de ar
Os resultados dos cálculos dos ganhos de calor para o veículo compacto na condição de teste em túnel de vento
podem ser encontrados na Tabela 1.
3.3.
Determinação da carga térmica efetiva
A partir dos dados coletados em um ensaio em túnel de vento é possível calcular a carga térmica efetiva do
equipamento de ar condicionado, através do uso das propriedades psicrométricas do ar úmido. Os resultados são
apresentados na Tabela 2. Os detalhes dos cálculos apresentados nas Tabelas 1 e 2 podem ser encontrados em Santos
(2005).
3
Tabela 1 Ganhos de calor para um ensaio em túnel de vento
para um veículo compacto
50km/h
100km/h
M. Lenta
Condução por paredes e vidros
Qk
[W]
717,2
734,2
768,4
Condução de calor do motor
Qm
[W]
107,7
107,7
107,7
Radiação solar
Qs
[W]
524,6
524,6
524,6
Ventiladores
Qeq
[W]
256,0
256,0
256,0
Infiltração
Qi
[W]
757,2
864,3
0,0
[W]
2362,7
2486,9
1656,8
TOTAL
Tabela 2 Carga térmica do equipamento
1
2
3
50 km/h
100km/h
M. Lenta
Temperatura interna
T_int
[ºC]
28.7
23.9
34.3
Umidade relativa interna
HR_int
%
0.42
0.47
0.47
Temperatura de descarga
T_desc
[ºC]
11.5
9.3
21.5
Ponto de orvalho
Dew
[ºC]
14.5
11.9
21.4
Vazão volumétrica de ar
V_ar
[m3/s]
0.12
0.12
0.12
Carga térmica
Q_evap
[kW]
4.3
3.7
3.5
Condições ambientais
Como é possível observar, a carga térmica é maior do que o ganho de calor em regime permanente, devido à
liberação do calor armazenado nas massas internas da cabina durante o aquecimento. Isso significa que projetar o
sistema de ar condicionado para o ganho de calor (em regime permanente) resultaria em um equipamento
subdimensionado.
4.
CICLO DE REFRIGERAÇÃO
O processo de refrigeração da cabina de um automóvel consiste em remover o calor do seu interior e dissipar este
calor no ambiente externo. O sistema capaz de executar essa função precisa ser leve e compacto, para que possa ser
instalado nos pequenos espaços disponíveis no automóvel. Além disso, precisa ser o mais eficiente possível dentro das
condições impostas, pois o consumo de energia envolvido no processo é significativo. O custo do sistema é um outro
fator muito importante. Mesmo com todos os avanços tecnológicos e com a produção em escala, o sistema de
refrigeração ainda é um dos opcionais de conforto mais caros de um automóvel.
Por esses motivos, entre as diversas formas de se remover calor de um ambiente mais frio para um mais quente, o
sistema adotado em automóveis é o ciclo de refrigeração por compressão de vapor.
4.1.
Ciclo real de refrigeração por compressão de vapor
Em um ciclo real de refrigeração por compressão de vapor ocorrem irreversibilidades que reduzem a eficácia do
sistema. Devido ao atrito no fluido ao escoar entre as paredes internas dos trocadores e das tubulações, ocorre uma
perda de carga, demostrada pelas linhas cheias da Figura 3. É difícil garantir que o refrigerante que sai do condensador
e o que sai do evaporador estejam exatamente sobre a linha de saturação. Uma prática comum nas aplicações de
refrigeração é adotar algum subresfriamento na saída do condensador e um superaquecimento na saída do evaporador,
conforme mostrado na Figura 3. É importante observar que algum subresfriamento é conveniente, pois além de garantir
que somente refrigerante líquido entre no dispositivo de expansão, o efeito de refrigeração aumenta proporcionalmente
à diferença de entalpias mostrada entre as linhas cheia e tracejada no processo 3-4 da Figura 3.
Por fim, para se atingir uma transferência de calor adequada com trocadores de calor de dimensões praticáveis, é
preciso projetar a temperatura de condensação acima da temperatura do ar externo e a temperatura de evaporação
abaixo da temperatura desejada no interior da cabina, como pode ser visto na Figura 4. Este fator acaba por reduzir
significativamente o coeficiente de performance.
4.2.
Compressor
Um diagrama simplificado, em corte, de um compressor de pistões com deslocamento fixo com prato oscilante
pode ser visto na Figura 5.
Para este compressor, a vazão mássica de refrigerante pode ser calculada como:
r
r
n
L
D
m
ρ
η
π
×
×
×
×
×
=
•
vol
2
N
4
[kg/s]
(1)
onde:
r
m
= vazão mássica de refrigerante [kg/s]
D = diâmetro dos pistões [m]
L = curso dos pistões [m]
n = rotação do compressor [s
-1
]
N = número de pistões
ρ
r
= densidade do refrigerante [kg/m3]
η
vol
= eficiência volumétrica
4
Figura 3 Ciclo real de refrigeração por compressão de
vapor (Stoecker, 1985)
Figura 4 Diagrama T-s de um ciclo real de refrigeração
por compressão de vapor (Moran e Shapiro, 2004).
Figura 5 Diagrama simplificado, em corte, de um compressor radial de pistões.
4.3.
Condensador
Dentro do condensador ocorre o processo de mudança de fase do refrigerante, de vapor para líquido. O
condensador pode ser dividido em três regiões distintas sob o ponto de vista do estado do refrigerante. Uma região
monofásica de redução do superaquecimento (vapor), uma região de mudança de fase (condensação) e uma região de
subresfriamento (líquido). Na região de redução de superaquecimento o coeficiente global de troca de calor é menor que
na região de condensação, porém esta redução é compensada pelo fato das diferenças de temperaturas serem maiores
(Stoecker, 1985). A região de subresfriamento ocupa um pequeno volume do condensador. Com estas considerações,
admite-se que a troca de calor ocorre na região de mudança de fase. A Figura 6 apresenta um condensador do tipo de
tubos planos com fluxo paralelo e microcanais, com aletas tipo “louver”. Este é o tipo de condensador mais utilizado
nas aplicações automotivas atualmente.
Neste trabalho o método
ε
-NUT foi utilizado para os cálculos dos trocadores de calor devido à sua praticidade
principalmente no caso da simulação de desempenho do sistema. Mais detalhes sobre o cálculo de trocadores de calor
pelo método
ε
-NUT podem ser encontrados em Kays e London (1984) e Incropera e DeWitt (1998).
4.4.
Evaporador
O evaporador é um trocador de calor que tem a função de remover o calor do ambiente refrigerado. O refrigerante
entra no evaporador como uma mistura bifásica e pode sair como um vapor superaquecido ou como uma mistura
bifásica. Tipicamente os sistemas com expansão em tubos de orifício permitem que haja algum líquido na saída do
evaporador, ou seja, um título ligeiramente menor que 100%.
A Figura 7 mostra um evaporador de placas e aletas, constituído de pares de placas de alumínio estampadas de
maneira a formar os canais por onde circula o refrigerante, com fileiras de aletas finas de alumínio soldadas entre os
pares de placas por um processo de brasagem. Este tipo de evaporador é largamente utilizado na indústria
automobilística, e é o mesmo tipo utilizado na aplicação em estudo neste trabalho.
5
Figura 6 Esquema de um condensador de tubos planos com
microcanais e aletas tipo “louver”, com fluxo paralelo,
(Jabardo et al, 2002).
Figura 7 Evaporador de placas (Ávila, 2002)
O evaporador é analisado praticamente da mesma forma que o condensador. No entanto um aspecto importante faz
com que o modelamento do evaporador seja um pouco mais complexo, que é a presença de condensação de água na
superfície do lado ar.
4.5.
Dispositivo de expansão
No mercado automobilístico, os dispositivos de expansão mais comuns são a válvula de expansão termostática e o
tubo de orifício calibrado, sendo este último o foco deste estudo.
O tubo de orifício do sistema de refrigeração automotivo tem uma construção simples e barata, e de fácil
manutenção. Um esquema de um tubo de orifício típico é mostrado na Figura 8. O tubo de orifício fixo consiste de um
tubo curto de seção constante que, juntamente com o compressor, permite dois níveis de pressão para promover o efeito
de refrigeração. Se comparado com os tubos capilares, o tubo de orifício apresenta uma montagem mais robusta e
permite vazões maiores de refrigerante para a operação em um sistema automotivo (Hernandez Neto, 1998).
O escoamento do refrigerante no interior do tubo envolve um aspecto conhecido como “flashing”, que consiste na
vaporização de parte do refrigerante responsável pela redução da sua própria temperatura, de modo que parte do efeito
de refrigeração disponível é consumida neste processo (Dossat e Horan, 2001). Um outro aspecto é a condição de
blocagem. Nesta condição o escoamento atinge a velocidade sônica, fazendo com que a vazão de refrigerante independa
da pressão de saída do tubo. A vazão do refrigerante depende da pressão e do subresfriamento na entrada do tubo
orifício e das propriedades dimensionais do tubo. Hernandez Neto (1998) apresenta um estudo aprofundado sobre o
escoamento do refrigerante R134a em tubos de orifício, com um modelo analítico e um modelo semi-empírico baseado
em vários experimentos com R134a e com nitrogênio. Os resultados dos experimentos de Hernandez Neto são
utilizados no projeto e simulação do sistema deste trabalho.
4.6.
Acumulador de líquido
O acumulador de líquido (Figura 9), embora não seja parte do ciclo de refrigeração em si, tem quatro funções
importantes, como segue:
•
Evitar que refrigerante líquido chegue ao compressor, já que a expansão em tubo de orifício fixo permite que
haja líquido na saída do evaporador. Por esta razão, o acumulador está instalado na sucção do compressor;
•
Servir como reservatório para o excedente de refrigerante no sistema;
•
Filtrar e remover a umidade do refrigerante;
•
Garantir e controlar a circulação de óleo refrigerante pelo sistema. O óleo fica acumulado no fundo do
reservatório e é aspirado junto com o refrigerante através de um filtro com um orifício calibrado.
A presença de óleo em circulação reduz a capacidade de refrigeração do sistema, porém o acumulador garante que
esta quantidade seja pequena (cerca de 4% a 6% da massa de refrigerante em circulação). No presente trabalho o efeito
do óleo em circulação foi desprezado.
5.
DIMENSIONAMENTO DO CICLO DE REFRIGERAÇÃO
As equações utilizadas no projeto foram resolvidas com o uso do software Engineering Equation Solver, EES
(EES, 2003). Além da resolução das equações, o software fornece propriedades termodinâmicas de diversas
substâncias, como o ar úmido e o refrigerante R134a.
O procedimento inicia-se pela seleção de um evaporador que atenda à carga térmica desejada com a temperatura
interna e de descarga requeridas, e com a vazão de ar desejada. Espera-se obter como resultado as dimensões do
6
evaporador e a temperatura de evaporação. O resultado é apresentado na forma do produto do coeficiente global de
transferência de calor pela área de troca de calor, UA (kW/ºC).
Figura 8 Esquema de um tubo de orifício (Hernandez
Neto, 1998).
Figura 9 Acumulador de líquido (Ávila, 2002)
O evaporador foi calculado pelo método
ε
-NUT. O procedimento adota como premissa um valor recomendado
para a efetividade do evaporador, baseando-se nas práticas do setor automobilístico. Em seu artigo, BHATTI (1999b)
analisa que os evaporadores usados em automóveis operam atualmente com uma efetividade bastante alta, da ordem de
0,8 <
ε
evap
< 0,9, e esses valores foram adotados.
Em seguida determina-se os pontos de trabalho do ciclo de refrigeração. É preciso conhecer os valores desejados
do subresfriamento e do superaquecimento na entrada do compressor, e a temperatura do ar externo para o condensador.
Neste passo determinam-se as pressões de evaporação p
evap
e condensação p
cond
, a temperatura de condensação T
cond
e a
vazão mássica de refrigerante.
Determina-se então o deslocamento volumétrico que o compressor deve ter para que ele seja capaz de fornecer a
vazão mássica necessária. Para a determinação do deslocamento volumétrico, será necessário conhecer de antemão as
curvas de eficiência volumétrica de uma gama de compressores disponíveis que se pretende utilizar. Uma vez calculado
o deslocamento volumétrico requerido, verifica-se a adequação do compressor ao projeto. As curvas de eficiência
volumétrica do compressor que se pretende utilizar são mostradas na Figura 10. Estas curvas foram obtidas por meio do
ajuste dos dados experimentais dos testes do compressor pelo fabricante em um calorímetro (Santos, 2005).
Eficiência Volumétrica
SC = 10ºC
0,35
0,4
0,45
0,5
0,55
0,6
0,65
0,7
0,75
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
Rotação do compressor [min-1]
Eficiência Volumétrica
5
6
7
8
9
10
Razão de
compressão
(PR)
Figura 10 Curvas de eficiência volumétrica de um compressor de 154cm
3
.
Outros resultados deste cálculo são a quantidade adicional de calor resultante da compressão não-isoentrópica,
in
W
(kW), o coeficiente de performance (COP) e a temperatura de descarga do compressor T
desc
(ºC). Para esses cálculos
será necessário conhecer a curva de eficiência isoentrópica do compressor, mostrada na Figura 11, obtida por meio do
ajuste dos dados experimentais dos testes do compressor pelo fabricante em um calorímetro (Santos, 2005).
O próximo passo é calcular o condensador. O cálculo do condensador é feito pelo método
ε
-NUT. Da mesma
forma que para o evaporador, admite-se um valor recomendado para a efetividade do condensador. BHATTI (1999b)
considera para o condensador valores de efetividade 0,2 <
ε
cond
< 0,4, e esses valores foram adotados.
O resultado do procedimento será o valor do produto UA (kW/ºC) e a vazão de ar necessária para a efetividade
adotada. Tanto para o condensador como para o evaporador, a relação
ε
-NUT adotada é aquela em que um dos fluidos
sofre mudança de fase (Eq. 2).
7
)
1
ln(
ε
−
−
=
NUT
(2)
Por fim determina-se o diâmetro do tubo de orifício adequado para o projeto O diâmetro adequado é selecionado
em um gráfico gerado a partir do ajuste dos dados experimentais de Hernandez Neto (1998), que apresenta resultados de
vazão para valores de subresfriamento desde 0ºC até 45ºC, para cinco diâmetros de tubos diferentes. O projeto adota um
subresfriamento de 10ºC como sendo um valor adequado, conforme mostrado na Figura 12 (Santos, 2005).
Eficiência Isoentrópica
SC = 10ºC
0,45
0,5
0,55
0,6
0,65
0,7
0,75
0
500
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
4500
Rotação do compressor [min-1]
Eficiência isoentrópica
Figura 11 Curva de eficiência isoentrópica de um
compressor de 154cm
3
Subresfriamento 10ºC
20,0
25,0
30,0
35,0
40,0
45,0
50,0
55,0
60,0
65,0
70,0
1250
1500
1750
2000
2250
2500
2750
3000
3250
Pressão de entrada [kPa]
Vazão de refrigerante [g/s]
1,70 [mm]
1,58 [mm]
1,45 [mm]
1,32 [mm]
1,19 [mm]
Diâmetro do
tubo
Figura 12 Curvas dos tubos de orifício para subresfriamento
SC = 10ºC
5.1.
Dados de entrada para o projeto
Os dados de entrada para o projeto estão mostrados na
Tabela 3. Os dados de temperatura, umidade e rotação do motor foram obtidos dos testes em túnel de vento do
veículo compacto para o qual se pretende dimensionar o equipamento de ar condicionado. A vazão de ar do evaporador
(0,120 m3/s) é a mesma do veículo analisado.
Os valores de superaquecimento na entrada do compressor e o subresfriamento foram adotados como sendo
adequados para um sistema deste tipo. Aplicando-se o procedimento de projeto apresentado na Figura 13, chega-se aos
resultados mostrados na Tabela 4.
O passo seguinte é selecionar o tubo de orifício. A escolha do tubo de orifício é feita através do gráfico da Figura 12, com os
valores de SC da
Tabela 3 e Pcond e
r
m
da Tabela 4. Observa-se que o tubo de 1,32mm estabelece uma vazão ligeiramente superior
ao necessário, enquanto que o tubo de 1,19mm fica aquém do necessário. A melhor escolha para este projeto portanto é
o tubo de 1,32mm.
Tabela 3 Dados de entrada para o projeto do ciclo de
refrigeração
1
2
3
50 km/h
100km/h
M. Lenta
Temperatura interna
T_int
[ºC]
27,8
23,9
34,3
Umidade relativa interna
%
42%
47%
47%
Temperatura de descarga
Tar_desc
[ºC]
11,5
9,3
21,5
Vazão volumétrica de ar
V_ar
[m3/s]
0,120
0,120
0,120
Carga térmica
[kW]
4,0
3,7
3,5
Temperatura do ar externo
Tar_ext
[ºC]
43
43
43
Temperatura do ar entrada
do condensador
Tar_cond
[ºC]
43
43
55
Umidade relativa do ar externo
%
40
40
40
Superaquecimento na entrada
do compressor
SH_comp
[ºC]
10
10
10
Subresfriamento
SC
[ºC]
10
10
10
Rotação do compressor
n
[min-1]
2036
3204
898
Efetividade do evaporador
-
0,8
0,8
0,8
Efetividade do condensador
-
0,35
0,35
0,35
Condições ambientais
Condições do ciclo de refrigeração
Trocadores de calor
Tabela 4 Resultados do projeto do ciclo de refrigeração
1
2
3
50 km/h
100km/h
M. Lenta
Temperatura de evaporação
T_evap
[ºC]
2,3
0,5
13,1
UA Evaporador
UA_evap
[kW/ºC]
0,224
0,227
0,220
Pressão de evaporação
P_evap
[kPa]
318
299
459
Pressão de condensação
P_cond
[kPa]
2025
2025
2635
Temperatura de condensação
T_cond
[ºC]
68
68
80
Vazão de refrigerante R134
[kg/s]
0,035
0,033
0,034
Eficiência volumétrica
-
0,59
0,47
0,65
Eficiência isoentrópica
-
0,63
0,55
0,71
Deslocamento volumétrico
CIL
[cm3]
116,6
92,04
163,8
Trabalho de compressão real
[kW]
2,24
2,49
1,83
Temperatura de descarga
T_desc
[ºC]
103,1
111,9
106,7
Coeficiente de performance
COP
-
1,79
1,51
1,91
Rejeito de calor no condensador
[kW]
6,24
6,23
5,31
Vazão de ar do condensador
Qar_cond
[m3/s]
0,56
0,56
0,50
UA Condensador
UA_cond
[kW/ºC]
0,319
0,318
0,272
int
φ
evap
Q
ext
φ
ε
cond
ε
evap
r
m
η
vol
η
iso_comp
real
W
cond
Q
8
Figura 13 Fluxograma de projeto do ciclo de refrigeração
6.
AVALIAÇÃO DE DESEMPENHO DO CICLO DE REFRIGERAÇÃO
Freqüentemente se faz necessário estimar qual o desempenho de um ciclo de refrigeração trabalhando sob
condições diferentes da condição de projeto. Neste tipo de problema, em geral as características dos componentes são
conhecidas, e pretende-se saber qual o ponto de equilíbrio em que o sistema irá trabalhar sob diferentes condições. Este
caso é um pouco mais complexo do que o caso de projeto, porque exige que se faça estimativas iniciais e diversas
9
iterações até convergir para o resultado final. A variação de qualquer parâmetro operacional do sistema de refrigeração
afeta todos os componentes e altera o ponto de equilíbrio. Utilizando este procedimento, será possível prever o
comportamento do sistema, em regime permanente, por exemplo para variações de rotação do compressor ou das
temperaturas internas e externas. O método aqui utilizado para a simulação do sistema consiste na aplicação de
equações de balanços de energia e na igualdade entre a vazão mássica de refrigerante fornecida pelo compressor e pelo
tubo de orifício calibrado, em conjunto com modelos semi-empíricos dos componentes, obtidos a partir de dados de
fabricante. O desempenho do sistema será determinado por um ponto de equilíbrio que satisfaça as equações de balanço
de massa e de energia e também os modelos dos componentes.
O ponto de equilíbrio estará completamente descrito quando forem determinadas as pressões de trabalho, as
temperaturas de condensação e saída do evaporador, a vazão mássica de refrigerante e os fluxos de calor pelo
evaporador e pelo condensador. Adicionalmente é possível determinar qual o consumo de energia do compressor e o
COP.
Para a determinação do ponto de equilíbrio neste trabalho é adotada a mesma simplificação usada por Huang et al
(1999) e Takeuchi, Kakishita e Khori (2002), que consiste em fixar o valor do superaquecimento na saída do
evaporador.
6.1.
Ciclo de refrigeração
A primeira etapa da simulação do sistema é localizar os pontos de operação 1, 2, 3 e 4 do ciclo de refrigeração
mostrado na Figura 4.
A partir da temperatura de evaporação T
evap
adotada inicialmente, calcula-se a pressão de evaporação p
evap
, que
corresponde à temperatura de saturação do R134a para a T
evap
.
Calcula-se a pressão de condensação pela Eq. 3:
evap
cond
p
PR
p
×
=
[kPa] (3)
A temperatura de condensação corresponde à temperatura de saturação do R134a para a pressão p
cond
.
Calcula-se a temperatura de saída do evaporador pela Eq. 4:
evap
SH
evap
T
evap
Ts
_
_
_
+
=
[ºC] (4)
Calcula-se a temperatura de saída do condensador a partir do subresfriamento adotado inicialmente, pela Eq. 5:
SC
cond
T
cond
Ts
−
=
_
_
[ºC] (5)
Conhecendo-se as pressões e temperaturas nos pontos 1 e 3 (Ts
evap
e Ts
cond
) e as pressões p
evap
e p
cond
, é possível
determinar as entalpias h1 e h3 através das propriedades do fluido R134a. A entropia no ponto 2s é a mesma do ponto 1,
portanto é possível determinar a entalpia h2s. A entalpia h3 é igual a h4, e com isso o ciclo ideal de refrigeração está
caracterizado. A entalpia real no ponto h2 será conhecida a partir da eficiência isoentrópica do compressor.
6.2.
Evaporador
A característica do evaporador é descrita pelo seu coeficiente global de troca de calor UA
evap
. Os valores de UA
evap
foram obtidos do fabricante, e para a vazão de ar do veículo analisado (0,12 m3/s) o valor de UA é 0,234 kW/ºC.
As trocas térmicas no evaporador serão divididas em calor sensível (
sens
Q
) e calor latente (
lat
Q
). O calor sensível é
calculado pelo método
ε
-NUT e é dado por:
)
(
min
int
sens
evap
evap
evap
T
T
C
Q
−
=
•
ε
[kW] (6)
onde:
ε
evap
= efetividade do evaporador (adimensional)
evap
NUT
evap
e
−
−
=
1
ε
(relação
ε
evap
-NUT ) (7)
NUT
evap
= UA
evap
/ Cmin
evap
(adimensional)
Cmin
evap
= capacidade calorífica do fluxo de ar pelo evaporador [kW/ºC].
A relação
ε
evap
-NUT da equação 7 é aceita como válida para a região do evaporador onde o estado do refrigerante
é bifásico (Kays e London, 1984; Incropera e DeWitt, 1998; Jabardo
et al
; 2002).
O calor latente é calculado pela equação 6.6:
lv
desc
ar
lat
h
w
w
m
Q
×
−
×
=
•
•
)
(
int
[kW]
(8)
10
onde:
ar
m
•
= Vazão mássica de ar pelo evaporador [kg/s]
h
lv
= Entalpia de condensação do vapor d’água [kJ/kg]
w
int
= Umidade absoluta do ar interno da cabina [kg/kg]
w
desc
= Umidade absoluta do ar de descarga [kg/kg]
A umidade absoluta do ar de descarga é determinada pelas propriedades do ar úmido para uma temperatura de
descarga do evaporador T
desc
, calculada pela equação 9:
evap
desc
evap
T
T
T
T
−
−
=
int
int
ε
(9)
Havendo condensação, a umidade relativa do ar de descarga do evaporador é assumida como 100%. Não havendo
condensação,
lat
Q
= 0.
A troca de calor total pelo evaporador
evap
Q
é dada pela soma de
sens
Q
e
lat
Q
(equação 10).
lat
s
evap
Q
Q
Q
•
•
•
+
=
sen
[kW] (10)
A partir de
evap
Q
é possível determinar a vazão mássica de refrigerante
r
m
pela equação 11:
)
(
4
1
h
h
Q
m
evap
r
−
=
•
•
[kg/s] (11)
6.3.
Compressor
O objetivo desta etapa do processo é determinar a vazão de refrigerante pelo compressor e o trabalho real de
compressão.
A vazão mássica de refrigerante pelo compressor
comp
r
m
é calculada pela equação 1.
A eficiência volumétrica é determinada pelo gráfico da Figura 10 a partir dos valores de PR e n.
O valor da razão de compressão PR assumido inicialmente deve ser ajustado até que haja igualdade entre os
valores de
r
m
e
comp
r
m
. Quando isto ocorrer, o ponto de equilíbrio entre a demanda do evaporador e a capacidade do
compressor terá sido encontrado.
Em seguida determina-se a eficiência isoentrópica
η
iso
a partir da Figura 11, para o cálculo do trabalho real de
compressão dado por:
)
(
1
2
h
h
m
W
r
real
−
×
=
•
•
[kW] (12)
A entalpia h
2
do refrigerante na saída do compressor é determinada pela eficiência isoentrópica como sendo:
iso
iso
s
h
h
h
η
η
)
1
(
1
2
2
−
+
=
[kJ/kg] (13)
6.4.
Condensador
O condensador usado nesta aplicação é do tipo de tubos planos com aletas tipo
louver
, conforme apresentado na
Figura 6. A característica do condensador é descrita pelo seu coeficiente global de troca de calor UA
cond
. Os valores de
UA
cond
foram obtidos do fabricante e são apresentados na Figura 14 (Santos, 2005).
O objetivo desta etapa é verificar se o condensador é capaz de rejeitar a quantidade de calor
cond
Q
dada pela Eq.
14, à temperaturas de entrada de ar no condensador T
ar_cond
e de condensação T
cond,
e com a vazão de ar disponível.
real
evap
cond
W
Q
Q
•
•
•
+
=
[kW] (14)
A quantidade de calor que o condensador é capaz de rejeitar,
real
cond
Q
_
, é determinada pela Eq. 15:
)
(
min
_
_
ext
ar
cond
cond
cond
real
cond
T
T
C
Q
−
×
×
=
•
ε
[kW]
(15)
11
UA_cond [kW/ºC] x (Tcond-Ta) [ºC]
0,35
0,4
0,45
0,5
0,55
0,6
18
20
22
24
26
28
30
32
34
36
Tcond-Ta [ºC]
UA [kW/ºC]
0,35 Dados
0,45 Dados
0,55 Dados
0,65 Dados
0,35 Ajuste
0,45 Ajuste
0,55 Ajuste
0,65 Ajuste
Vazão de ar
[m3/s]
Figura 14 Relação UA_cond x Vazão de ar e Tcond-Tar_ext para o condensador de tubos planos e aletas tipo louver
onde:
ε
cond
= Efetividade do condensador (adimensional)
cond
NUT
cond
e
−
−
=
1
ε
( relação
ε
cond
-NUT ) (
16)
NUT
cond
= UA
cond
/ Cmin
cond
(adimensional)
Cmin
cond
= capacidade calorífica do fluxo de ar pelo condensador [kW/ºC].
Neste ponto verifica-se a diferença entre
cond
Q
e
real
cond
Q
_
e ajusta-se a estimativa inicial de T
evap
até que haja
igualdade. A cada novo valor de T
evap
deverá ser encontrado um novo balanço de vazão mássica entre o evaporador e o
compressor.
6.5.
Tubo de Orifício
O último passo é verificar o balanço entre a vazão mássica de refrigerante pelo compressor e pelo tubo orifício. O
valor do subresfriamento adotado inicialmente deve ser ajustado até que haja igualdade entre a vazão mássica pelo
compressor e pelo tubo de orifício.
6.6.
Dados de entrada e resultados
A Tabela 5 mostra os dados de entrada utilizados para simulação do sistema. A umidade relativa interna e as
temperaturas de retorno do ar para o evaporador foram ajustadas em relação aos valores apresentados na Tabela 2, em
função da correlação entre os resultados do modelo de simulação e o comportamento real do ciclo de refrigeração
(ajuste do modelo). A vazão de ar do condensador Qar_cond é um dado real da aplicação.
Tabela 5 Dados de entrada para simulação do ciclo de refrigeração
1
2
3
50 km/h
100km/h
M. Lenta
Temperatura interna de retorno
do ar
T_int
[ºC]
28,7
24,6
34,6
Umidade relativa interna
%
54%
75%
47%
Vazão volumétrica de ar do
evaporador
Qar_evap
[m3/s]
0,120
0,120
0,120
Temperatura do ar externo
Tar_ext
[ºC]
43
43
43
Temperatura do ar entrada
do condensador
Tar_cond
[ºC]
43
43
64
Umidade relativa do ar externo
%
40
40
40
Superaquecimento na saída
do evaporador
SH_evap
[ºC]
3
3
3
Superaquecimento na entrada
do compressor
SH_comp
[ºC]
5
5
6
Rotação do compressor
N
[min-1]
2036
3204
898
Vazão volumétrica de ar do
condensador
Qar_cond
[m3/s]
0,535
0,678
0,445
Capacidade volumétrica do
compressor
CIL
[m3]
1,54E-04
1,54E-04
1,54E-04
DADOS DE ENTRADA
int
φ
ext
φ
12
Os cálculos da simulação do ciclo de refrigeração foram executados por meio do software Engineering Equation
Solver (EES, 2003), seguindo-se o fluxograma apresentado na Figura 15. Os resultados da simulação estão apresentados
no quadro comparativo apresentado na Tabela 6, juntamente com os resultados reais coletados no túnel de vento.
Figura 15 Fluxograma do processo de simulação do ciclo
13
Tabela 6 Quadro comparativo dos resultados da simulação do ciclo de refrigeração
Real
Simul.
Difer.
Real
Simul.
Difer.
Real
Simul.
Difer.
Temperatura de evaporação
T_evap
[ºC]
2,27
1,72
-24,3%
-0,50
-1,27
-154,0%
15,5
15,8
1,8%
Pressão de evaporação
P_evap
[kPa]
317,9
311,7
-2,0%
287,9
279,8
-2,8%
496,3
500,7
0,9%
Pressão de condensação
P_cond
[kPa]
2208
1999
-9,5%
2194
2061
-6,1%
2817
2750
-2,4%
Razão de compressão
PR
-
6,9
6,4
-7,6%
7,6
7,4
-3,3%
5,7
5,6
-1,0%
Temperatura de condensação
T_cond
[ºC]
71,9
67,4
-6,2%
71,6
68,8
-3,9%
83,2
82,0
-1,4%
Superaquecimento na saída
do evaporador
SH_evap
[ºC]
2,9
3,0
3,5%
2,8
3,0
5,4%
2,4
3,0
27,2%
Superaquecimento na entrada
do compressor
SH_comp
[ºC]
5,0
5,0
-0,6%
4,3
5,0
16,7%
6,0
6,0
-0,5%
Subresfriamento
SC
[ºC]
12,5
11,0
-11,7%
14,8
14,5
-2,0%
6,4
3,0
-53,5%
COMPRESSOR
Vazão de refrigerante R134
[kg/s]
0,0453
0,0457
0,9%
0,0525
0,0514
-2,2%
0,0348
0,0351
0,8%
Trabalho de compressão real
[kW]
2,65
2,86
7,8%
3,76
3,93
4,6%
1,49
1,78
19,6%
Temperatura de descarga do
compressor
T_desc
[ºC]
95,0
95,4
0,4%
104,0
106,3
2,2%
96,9
101,8
5,0%
Coeficiente de performance
COP
-
1,99
1,93
-2,9%
1,66
1,60
-3,7%
2,20
1,77
-19,4%
Troca de calor
[kW]
5,3
5,5
4,7%
6,2
6,3
0,7%
3,3
3,2
-3,6%
Rejeito de calor no
condensador
[kW]
7,9
8,4
5,8%
10,0
10,3
2,5%
4,8
4,9
3,6%
CONDENSADOR
3
M. Lenta
CICLO DE REFRIGERAÇÃO
EVAPORADOR
1
50 km/h
2
100km/h
7.
CONCLUSÃO
O ser humano consome grandes quantidades de energia para satisfazer as suas necessidades de conforto. De fato,
como pode ser notado nos resultados do projeto e da análise do desempenho do sistema, o consumo de energia somente
do compressor ultrapassa os 3kW em condições extremas. Se somado ao consumo dos ventiladores do condensador e
do evaporador, o valor total pode ultrapassar os 4kW. Embora o sistema não opere constantemente sob condições
extremas, estes valores de consumo são muito maiores do que qualquer outro sistema de conveniência de um
automóvel. Com as reduções de custos favorecendo o acesso a este item de conforto, a tendência é de um aumento no
consumo de energia, de maneira que a melhoria da eficiência do sistema deve ser uma preocupação constante dos
pesquisadores e engenheiros.
Quanto à carga térmica do equipamento de refrigeração, nota-se que o ganho de calor em regime permanente é
menor do que a carga térmica real em uma condição transitória de resfriamento (cool down), devido à necessidade de se
remover o calor armazenado nas massas internas do veículo. Isto significa que projetar o sistema de refrigeração
baseado no ganho de calor (em condições de regime permanente) resulta em um subdimensionamento do sistema de
climatização, que teria como conseqüência um tempo maior para se chegar à condição de conforto térmico. Terminado
o período de resfriamento, o equipamento fica com sobra de capacidade.
O sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapor ainda é o método mais utilizado em automóveis, por
ser o que proporciona a capacidade de refrigeração necessária a um custo acessível, atendendo da melhor maneira os
limites de peso e espaço, itens críticos nos projetos atuais. O procedimento de projeto apresentado pode ser usado para o
dimensionamento básico do ciclo de refrigeração, pois apresentou boa correlação com o dimensionamento do veículo
real.
Uma vez ajustado aos resultados de desempenho do veículo real, o modelo de simulação apresenta um bom
resultado, mesmo tendo sido feitas algumas hipóteses simplificativas. Embora a diferença seja significativa, em termos
percentuais, entre as temperaturas de evaporação para 50 km/h e 100 km/h, em valores absolutos é de menos de 1ºC. A
utilização do procedimento fica restrita aos limites da validade dos modelos dos componentes, e para o caso
r
m
real
W
cond
Q
evap
Q
14
apresentado estes limites de validade são grandes o suficiente para abranger a maioria das condições normais de
operação do veículo.
O trabalho aqui apresentado pode ser expandido para estudos de outras condições de operação, como por exemplo
com renovação de ar externo, ou mesmo para outros veículos ou outros sistemas, como por exemplo com compressores
de capacidade variável ou válvulas de expansão. Um outro aperfeiçoamento da simulação de sistemas poderia incluir
um modelo dinâmico, por exemplo para avaliar o regime transitório que ocorre no período de resfriamento.
8.
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