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UNIVERSIDADE FEDERAL DE SANTA CATARINA
CAMPUS ARARANGUÁ
CENTRO DE CIÊNCIAS, TECNOLOGIAS E SAÚDE
DEPARTAMENTO DE ENERGIA E SUSTENTABILIDADE
CURSO DE GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA DE ENERGIA
André Machado da Silva
ANÁLISE TEÓRICA DE UM TUBO RESFRIADOR DE ÓLEO PARA
GERENCIAMENTO TÉRMICO DE UM COMPRESSOR HERMÉTICO
Araranguá
2021
André Machado da Silva
ANÁLISE TEÓRICA DE UM TUBO RESFRIADOR DE ÓLEO PARA
GERENCIAMENTO TÉRMICO DE UM COMPRESSOR HERMÉTICO
Trabalho de Conclusão do Curso de Graduação
em Engenharia de Energia do Centro de Ciências,
Tecnologias e Saúde da Universidade Federal de
Santa Catarina, como requisito para a obtenção do
título de Engenheiro de Energia.
Orientador: Prof. Thiago Dutra, Dr.
Araranguá
2021
André Machado da Silva
ANÁLISE TEÓRICA DE UM TUBO RESFRIADOR DE ÓLEO PARA
GERENCIAMENTO TÉRMICO DE UM COMPRESSOR HERMÉTICO
O presente Trabalho de Conclusão de Curso, do Curso de Engenharia de Energia, foi
avaliado e aprovado pela banca examinadora composta pelos seguintes membros:
Prof. Thiago Dutra, Dr.
Universidade Federal de Santa Catarina
Profa. Elise Sommer Watzko, Dra.
Universidade Federal de Santa Catarina
Prof. Fernando Henrique Milanese, Dr.
Universidade Federal de Santa Catarina
Certificamos que essa é a versão original e final do trabalho que foi julgado adequado
para obtenção do título de Engenheiro de Energia.
________________________
Prof. Luciano L. Pfitscher, Dr.
Coordenador do Curso
________________________
Prof. Thiago Dutra, Dr.
Orientador
________________________
André Machado da Silva
Autor
Araranguá, 24 de setembro de 2021.
RESUMO
O compressor se apresenta como um equipamento básico na construção de
qualquer refrigerador doméstico, ao mesmo tempo que representa um de seus principais
custos. A miniaturização de suas dimensões se estabeleceu então como um processo
natural em busca do melhor custo-benefício, gerando um subsequente aumento da
temperatura média do motor e da necessidade de novas formas de resfriamento para
manter a confiabilidade. Uma alternativa para gerenciamento térmico do motor é o uso
de um tubo resfriador de óleo, que consiste de um tubo posicionado no cárter do
compressor, por onde escoa fluido refrigerante proveniente do condensador. Este trabalho
tem como objetivo a implementação de um modelo teórico para simulação térmica de um
compressor hermético dotado com um tubo resfriador de óleo. O modelo de simulação é
formado a partir do acoplamento de um submodelo térmico do compressor, capaz de
calcular as temperaturas de seus principais componentes, e de um submodelo do tubo
resfriador de óleo, que prevê a taxa de transferência de calor e o estado termodinâmico
do fluido refrigerante na sua saída. Os resultados do submodelo térmico foram validados
com dados experimentais, e em seguida, os submodelos foram integrados. Os principais
resultados mostraram que a temperatura do motor é reduzida entre 3,7 °C e 14,5 °C,
dependendo da condição de operação, e que as menores reduções ocorrem quando a
temperatura de condensação é maior. Ao incluir uma válvula de expansão a montante do
tubo resfriador de óleo, a temperatura do fluido em seu interior é controlada. Ao variar
essa temperatura de 70 °C para 55 °C, notou-se que a queda de temperatura do motor
aumenta de 5,4 °C para 12 °C e, neste último caso, a capacidade de refrigeração é reduzida
em 30% quando a temperatura de evaporação é baixa. A redução na capacidade de
refrigeração é menor quando a temperatura de evaporação é maior, sugerindo que essas
condições são mais favoráveis para aplicação do tubo resfriador. Finalmente, observou-
se também que a redução de temperatura do motor aumenta assintoticamente com o
aumento do comprimento do tubo resfriador de óleo, atingindo 9 °C quando seu
comprimento atinge 0,35 m.
Palavras-chave: Tubo resfriador de óleo. Compressor hermético. Refrigeração.
Gerenciamento térmico.
ABSTRACT
The compressor is a basic piece of equipment in the construction of any domestic
refrigerator, while representing one of its main costs. The miniaturization of its
dimensions was then established as a natural process in search of the best cost-benefit
ratio, generating a subsequent increase in the average motor temperature and the need for
new forms of cooling to maintain reliability. One alternative for thermal management of
the engine is the use of an oil cooler tube, which consists of a tube positioned in the
crankcase of the compressor, through which coolant from the condenser flows. This work
aims to implement a theoretical model for thermal simulation of a hermetic compressor
equipped with an oil-cooling tube. The simulation model is formed from the coupling of
a thermal submodel of the compressor, capable of calculating the temperatures of its main
components, and a submodel of the oil-cooling tube, which predicts the heat transfer rate
and the thermodynamic state of the refrigerant fluid at its outlet. The thermal submodel
results were validated with experimental data, and then the submodels were integrated.
The main results showed that the motor temperature is reduced between 3.7 °C and 14.5
°C, depending on the operating condition, and that the smallest reductions occur when
the condensing temperature is higher. By including an expansion valve upstream of the
oil cooler pipe, the temperature of the fluid inside is controlled. By varying this
temperature from 70 °C to 55 °C, it has been noticed that the engine's temperature drop
increases from 5.4 °C to 12 °C, and in the latter case, the cooling capacity is reduced by
30% when the evaporation temperature is low. The reduction in cooling capacity is less
when the evaporation temperature is higher, suggesting that these conditions are more
favorable for the application of the cooler tube. Finally, it was also observed that the
engine temperature reduction increases asymptotically with increasing length of the oil
cooler tube, reaching 9 °C when its length reaches 0.35 m.
Keywords: Oil cooling tube. Hermetic compressor. Refrigeration. Thermal management.
6
1 INTRODUÇÃO
A busca da sociedade moderna por condições ambiente controladas ou no mínimo
satisfatórias fez com que os fundamentos de refrigeração e condicionamento de ar
ganhassem destaque ao longo dos anos, assim sua tecnologia se desenvolveu ao ponto de
serem construídos refrigeradores pequenos e eficientes para serem usados em moradias
ao redor do mundo. O consumo de energia elétrica de refrigeradores e condicionadores
de ar do setor residencial representa cerca de 10,4% do consumo de todo o Brasil
(Eletrobras, 2019), mostrando que quaisquer pesquisas nesse tema têm grande impacto.
Na Figura 1.1 é ilustrado a composição mais básica de um refrigerador,
consistindo então de quatro componentes. O fluido refrigerante passa por cada um deles
e sofre diversos processos no decorrer do percurso.
Figura 1.1 - Representação de um sistema de refrigeração básico.
Fonte: Pizarro et al. (2007).
Sobre o ponto de vista ideal, o fluido refrigerante entra no evaporador em baixas
temperaturas. Dentro dele recebe calor sob temperatura e pressão constante até chegar no
estado de vapor saturado. Logo em seguida parte para o compressor, onde é comprimido
até chegar em altas pressões e aumenta sua temperatura, chegando ao estado
superaquecido. Chega no condensador com altas temperaturas e perde calor até o estado
de líquido saturado, sob pressão constante. Por fim, ao entrar na válvula, diminui sua
pressão sob entalpia constante. Todos esses processos podem ser observados na Figura
1.2 que representa o diagrama p-h.
7
Figura 1.2 - Representação do diagrama p-h de um sistema de refrigeração básico.
Fonte: Diniz (2012).
O processo de compressão pelo qual o fluido refrigerante é submetido consiste
basicamente no movimento cíclico de um pistão, assim como pode ser observado na
Figura 1.3. Em um primeiro momento (B-C), ocorre o processo de sucção isobárica do
fluido refrigerante e seu eventual confinamento na câmara de compressão quando a
válvula de sucção é fechada. No segundo momento (C-D), o pistão avança contra a parede
até o volume morto, comprimindo de forma isentrópica o fluido refrigerante até a pressão
de saída. No terceiro momento (D-A), o fluido refrigerante é descarregado através da
abertura da válvula de descarga. Por fim, no último momento (A-B), o pistão retorna à
posição inicial, expandindo o gás na câmara de compressão até que sua pressão atinja o
valor da pressão de entrada, recomeçando o ciclo.
8
Figura 1.3 - Representação de um compressor e seu ciclo de compressão.
Fonte: Dutra (2016).
Mesmo com a evolução desta tecnologia, os custos associados à fabricação de um
compressor são consideravelmente altos e sempre representam um ponto de atenção na
construção de refrigeradores. Devido a essa preocupação, são utilizados compressores
herméticos cada vez menores em uma espécie de processo de miniaturização e,
consequentemente, são produzidas altas temperaturas em torno dos componentes em
função do aumento de densidade energética. O motor é o componente que mais sofre com
essa questão, pela grande dissipação de calor associada a ele. Sua vida útil pode diminuir
consideravelmente se a temperatura ultrapassar a temperatura máxima permitida
(Pyrhonen, 2013), sendo necessário então um gerenciamento térmico mais cuidadoso.
Resumidamente, existem três grupos de perdas energéticas em um compressor
alternativo hermético: perdas elétricas, perdas mecânicas e perdas termodinâmicas. As
perdas elétricas consistem da potência elétrica que é diretamente perdida em forma de
calor no processo de conversão eletromecânica de energia no motor, já as perdas
mecânicas são associadas ao atrito formado pelas partes móveis do compressor. Por fim,
as perdas termodinâmicas são produzidas por processos não ideais e vazamentos que
ocorrem durante o percurso do fluido refrigerante pelo compressor (Pizarro et al., 2007).
Devido a essa grande geração de calor associada ao funcionamento do
compressor, devem existir maneiras apropriadas para sua remoção, e uma importante
alternativa consiste no uso de óleo lubrificante. O óleo lubrificante tem papel fundamental
9
em manter o bom funcionamento do compressor, sendo assim, necessita estar em plenas
condições de realizar suas funções (Prata e Barbosa, 2009).
Figura 1.4 - Representação esquemática das perdas energéticas de um compressor.
Fonte: Diniz (2012).
Em condições normais, os compressores de alta eficiência conseguem manter os
componentes em temperaturas satisfatórias através da movimentação do óleo lubrificante
em seu interior e da perda de calor pela carcaça. Porém, o cenário de miniaturização dos
compressores demanda em alguns casos uma solução de gerenciamento térmico que evite
o sobreaquecimento do motor. Como o óleo lubrificante é um agente importante na
distribuição de temperatura no compressor, uma alternativa interessante de
gerenciamento térmico é remover o calor do óleo. Isso pode ser feito através da instalação
de um trocador de calor no cárter do compressor.
1.1 Objetivo geral
O presente trabalho tem por finalidade a implementação de um modelo de
simulação para avaliar teoricamente o efeito de um tubo resfriador de óleo para
gerenciamento térmico de um compressor hermético alternativo. O tubo resfriador de óleo
(TRO), nada mais é do que uma extensão do próprio circuito de refrigeração, entre o
condensador e a válvula de expansão, utilizando o fluido refrigerante como meio para
absorver calor assim como mostrado na Figura 1.5a. O resfriamento do óleo ocorre às
custas da redução do efeito refrigerante do sistema (ℎ4 – ℎ3), conforme mostrado no
diagrama p-h apresentado na Figura 1.5b.
10 Figura 1.5 – (a) Representação do circuito de refrigeração com a adição do tubo resfriador e (b) diagrama
p-h do processo.
(a) (b)
Fonte: O autor.
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
A seguir são apresentados alguns trabalhos acadêmicos de destaque relacionados
ao gerenciamento térmico de compressores herméticos por meio da criação de modelos
computacionais e análise de propriedades importantes.
Todescat (1992) estudou o desempenho térmico de um compressor alternativo
hermético a partir da aplicação de balanços de energia na forma integral e permanente
para seis componentes específicos do compressor assim como mostrado na Figura 2.1.
Balanços de massa e de energia na forma integral e transiente foram aplicados à câmara
de compressão, permitindo o cálculo da potência de compressão. Diferentes correlações
de transferência de calor foram adotadas para calcular a taxa de transferência de calor
instantânea entre gás e parede do cilindro, sendo a de Annand (1972) a que conferiu maior
precisão. O estudo mostrou que entre 70 e 80% da energia elétrica requerida para
acionamento do compressor é convertida em calor e dissipada para o ambiente externo.
11
Figura 2.1 - Representação dos principais balanços de energia adotados em estudos térmicos de
compressores herméticos.
Fonte: Dutra (2016).
Cavallini (1996) construiu um modelo térmico flexível com o objetivo de aplicá-
lo no estudo de diversos casos diferentes, foram adotados seis balanços de energia
envolvendo os principais componentes do compressor. A compressão do gás foi
modelada como um processo politrópico com coeficiente entre os valores isotérmico e
adiabático. Os resultados do modelo térmico foram satisfatoriamente próximos dos dados
experimentais com a temperatura média do motor tendo uma diferença máxima de 3,2 ºC,
comprovando a eficácia do modelo para a realização de novos estudos.
Ooi (2003) utilizou a abordagem de parâmetros concentrados para construir um
modelo térmico de simulação do compressor. As condutâncias térmicas entre elementos
foram estimadas a partir de correlações de troca de calor por convecção disponíveis na
literatura e de dados geométricos e de propriedades de materiais dos componentes. Essa
abordagem tem a vantagem de permitir analisar o efeito do uso de diferentes componentes
e modificações na geometria do compressor sobre seu desempenho térmico. O
compressor foi dividido em 46 volumes de controle; alguns compreendendo componentes
sólidos e outros associados a volumes de fluido, tais como câmaras e tubos. O autor
realizou medições de temperatura em posições equivalentes a 23 volumes de controle já
12
que as outras partes são inacessíveis. O modelo foi utilizado para avaliar o efeito da
alteração de materiais de componentes no desempenho do compressor. Ooi (2003)
concluiu que há uma diminuição de 9,2 ºC na temperatura do gás na linha de sucção
quando a tubulação dela é alterada de cobre para teflon e o filtro de sucção é
reposicionado.
Pizarro et al. (2007) estudou numericamente a influência do óleo lubrificante na
transferência de calor, abordando cada nuance de seu trajeto, desde seu bombeamento até
o retorno ao cárter do compressor. Segundo o autor, a vazão mássica de óleo ��𝑜𝑏 é
dividida entre duas frações, ��𝑜𝑟 que se espalha pelos componentes internos e ��𝑜𝑐 que
escorre pela carcaça assim como mostrado na Figura 2.2. Diversos trechos apresentaram
questões complexas e, portanto, necessitaram de simplificações aliadas com a busca de
uma boa precisão de resultados. O modelo do compressor foi construído a partir da
integração de diversas equações envolvendo conservação de massa e energia dos
componentes. O autor validou o modelo a partir de informações geradas em uma bateria
de testes com o uso de um protótipo. Notou-se que a etapa de bombeamento representa
grande importância na manutenção de temperaturas satisfatórias dentro do compressor,
pois as trocas de calor realizadas pelo óleo estão intimamente ligadas a maneira com que
completa seu percurso. Concluiu-se que o aumento da espessura do filme de óleo que
escoa sobre a superfície interna da carcaça prejudica a dissipação de calor para o ambiente
externo.
Figura 2.2 - Representação do percurso do óleo no interior de um compressor hermético.
Fonte: Pizarro et al. (2007).
13
Prata e Barbosa (2009) investigaram os diversos papéis desempenhados pelo óleo
lubrificante no funcionamento de compressores alternativos herméticos, principalmente
no que envolve a absorção de calor gerado pelo ciclo de compressão e na lubrificação
entre partes móveis. Em alguns casos o óleo lubrificante atua distribuindo o calor
absorvido por toda a carcaça a partir de um filme descendente. O processo inteiro não é
bem conhecido por sua complexidade, porém de modo geral o quão efetivo esse processo
é depende majoritariamente da variação de viscosidade do óleo e de sua diluição pelo
fluido refrigerante. Adicionalmente, com o objetivo de buscar possíveis estratégias para
melhorar a transferência de calor, foi analisada a atomização do óleo em função do ângulo
do virabrequim, que resultou em aumentos interessantes durante a etapa de compressão.
Dutra e Deschamps (2015) propuseram um modelo de simulação integrada para
um compressor alternativo, acoplando três sub-modelos: um modelo termodinâmico do
ciclo de compressão que utiliza conceitos de balanço de energia e massa, um modelo
térmico geral que abrange os 8 principais componentes do compressor, utilizando o
método de parâmetros concentrados, e um modelo elétrico do motor representado por um
circuito equivalente com as impedâncias do estator, rotor e de magnetização. Os
resultados da simulação foram comparados com dados experimentais coletados em 9
condições de operação diferentes com relação às temperaturas de evaporação e
condensação. As simulações renderam resultados próximos aos experimentais na
condição de ajuste do modelo, porém houve desvios de até 9,5 °C em outras condições
de operação. O desvio ocorreu principalmente pelo uso de condutâncias térmicas fixas
para todas as condições de operação analisadas.
Braun (2016) propôs um modelo matemático para avaliar o uso de um TRO no
gerenciamento térmico de um compressor hermético alternativo. O modelo é formado a
partir da integração de outros três submodelos: um modelo transiente do ciclo de
compressão para cálculo da vazão mássica e da potência de compressão, um modelo para
previsão da distribuição de temperatura nos componentes do compressor, e um modelo
de trocador de calor que estima o calor absorvido pelo TRO, baseado no método de
efetividade-NUT. O autor realizou suas análises considerando dois cenários de absorção
de calor do motor pelo óleo - um otimista, em que 80% do calor rejeitado pelo motor é
entregue ao óleo lubrificante, sendo o restante rejeitado para o gás refrigerante dentro da
carcaça do compressor; e outro pessimista, em que esse percentual é invertido. Ao utilizar
14
um tubo de 3,74 mm de diâmetro e 660 mm de comprimento, Braun (2016) observou uma
redução de temperatura do motor de 15 °C acompanhada de uma redução de capacidade
de refrigeração de 20 %, para uma temperatura de evaporação de -35 °C. Esse mesmo
tubo promoveu uma redução de 12 °C na temperatura do motor às custas de uma redução
de capacidade de refrigeração de 4 %, para uma temperatura de evaporação de 15 °C.
Dutra e Moratelli (2019) exploraram o uso de aletas instaladas na carcaça de um
compressor hermético com o intuito de resfriar seu motor elétrico. O estudo teórico foi
realizado por meio do acoplamento de dois modelos de simulação: um modelo térmico
para cálculo da distribuição de temperatura no compressor e um modelo de otimização
para dimensionamento das aletas. No modelo térmico, o compressor foi subdividido em
8 volumes de controle, cada um englobando um componente ou conjunto de componentes
do compressor, incluindo o motor. Os autores consideraram aletas retangulares e
piniformes em sua análise, otimizando-as para menor volume de material e obtendo como
dados de saída suas dimensões (comprimento, diâmetro/espessura e quantidade) que
respeitam a restrição de máxima temperatura admissível de operação do motor. Foi
constatado que a solução ótima tende a valores de espessura e diâmetro mínimos, e esses
são limitados por tolerâncias de fabricação e dificuldade de manuseio do compressor.
2.1 Objetivos específicos
Em toda a revisão bibliográfica, foram encontradas poucas publicações sobre
gerenciamento térmico do motor em um compressor hermético, revelando que ainda há
oportunidades a se explorar sobre esse assunto. Em específico, o efeito do TRO na
redução de temperatura do motor foi explorado por apenas um estudo e para um modelo
de compressor específico. Este trabalho visa contribuir nesse tema com os seguintes
objetivos específicos:
• Implementar um modelo térmico para determinação da distribuição de
temperatura no compressor e um modelo para o tubo resfriador de óleo, similar
àquele apresentado por Braun (2016). As principais diferenças deste modelo em
relação ao modelo de Braun (2016) são: (i) a ausência de um modelo para o ciclo
de compressão, (ii) o emprego de uma abordagem de parâmetros distribuídos para
modelar o TRO, (iii) assumir que todo o calor rejeitado pelo motor é absorvido
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pelo óleo e, (iv) contabilizar a resistência térmica do lado externo do TRO na troca
de calor, isto é, aquela associada à movimentação de óleo no cárter;
• Utilizar o modelo para investigar o potencial de benefício do TRO para um
compressor hermético alternativo. Essa análise será realizada considerando
diferentes condições de operação e comprimentos do TRO, bem como o efeito da
inclusão de uma válvula de expansão adicional para controlar a temperatura do
fluido refrigerante na entrada do TRO.
3 METODOLOGIA
O presente trabalho é baseado na utilização de um compressor de refrigeração que
usa propano como fluido refrigerante, com temperaturas ambiente e de retorno fixadas
em 32 ºC. Os estudos foram realizados por meio do desenvolvimento um modelo de
simulação que calcula valores de temperatura para os principais componentes do
compressor, conforme Braun (2016) e Dutra e Moratelli (2019). Em sua construção, se
buscou a adoção de medidas que valorizem o custo-benefício entre uso computacional e
precisão dos resultados, entendendo os principais benefícios da utilização da metodologia
de parâmetros concentrados. O modelo de simulação é formado a partir do acoplamento
de um submodelo térmico do compressor e um submodelo para o TRO. Para a construção
dos códigos foi utilizado o software MATLAB.
3.1 Submodelo térmico
O submodelo térmico é empregado para o cálculo da distribuição de temperatura
no interior do compressor. Para tanto, foram estabelecidos 9 volumes de controle que
compreendem os principais componentes do compressor: filtro de sucção (1), câmara de
compressão (2), câmara de descarga (3), filtro de descarga (4), tubo de descarga (5), motor
(6), ambiente interno (7), carcaça (8) e óleo (9). O ambiente interno consiste de uma
porção de gás refrigerante que preenche o espaço existente entre o bloco e a carcaça do
compressor (Dutra e Moratelli, 2019). Todos esses aspectos podem ser observados na
Figura 3.1.
16
Figura 3.1 - Representação dos principais componentes do compressor
Fonte: O autor (Adaptação de Dutra e Deschamps, 2015)
O fluido refrigerante entra pelo compressor logo após sair do evaporador e,
durante sua passagem no filtro de sucção e câmara de compressão, sofre aumento de
temperatura devido a energia recebida em forma de calor e trabalho. Em seguida, o fluido
adentra a câmara de descarga e escoa pelo filtro e tubo de descarga, perdendo calor para
o ambiente interno até o fim do trajeto. A temperatura de cada um dos componentes do
compressor é determinada a partir da aplicação da equação da conservação da energia,
seguindo uma formulação integral e permanente:
��𝑖 − ��𝑖 = ∑(��ℎ)𝑖,𝑜𝑢𝑡 − ∑(��ℎ)𝑖,𝑖𝑛 (1)
onde o termo ∑(��ℎ)𝑖,𝑜𝑢𝑡 − ∑(��ℎ)𝑖,𝑖𝑛 representa a mudança na taxa de transporte de
energia do fluido em seu trajeto, ��𝑖 e ��𝑖 representam respectivamente as taxas de
transferência de energia entre o volume de controle e sua vizinhança nas formas de calor
e de trabalho, respectivamente. A Tabela 3.1 apresenta as equações de balanço de energia
aplicadas para cada um dos volumes de controle da Fig. 3.1.
17
Tabela 3.1 - Representação das equações utilizadas no submodelo térmico.
ID 𝑸𝒊˙ 𝑾𝒊
˙ ∑(��𝒉)𝒊,∈ ∑(��𝒉)𝒊,𝒐𝒖𝒕
1 𝑈𝐴1,7(𝑇1 − 𝑇7) - ��ℎ𝑠𝑙 ��ℎ𝑠𝑐
2 - ��𝑖𝑛𝑑 ��ℎ𝑠𝑐 ��ℎ2
3 𝑈𝐴3,7(𝑇3 − 𝑇7) - ��ℎ2 ��ℎ3
4 𝑈𝐴4,7(𝑇4 − 𝑇7) - ��ℎ3 ��ℎ𝑑𝑚
5 𝑈𝐴5,7(𝑇5 − 𝑇7) - ��ℎ𝑑𝑚 ��ℎ𝑑𝑙
6 𝑈𝐴6,9(𝑇6 − 𝑇9) ��𝑒𝑙𝑒(1 − 𝜂𝑒𝑙𝑒) - -
7 ∑ 𝑈𝐴𝑖,7(𝑇7 − 𝑇𝑖)81 ; for i≠ 2; 6; 7 - - -
8 𝑈𝐴8,𝑒𝑒(𝑇8 − 𝑇𝑒𝑒) + 𝑈𝐴8,7(𝑇8 − 𝑇7) + 𝑈𝐴8,9(𝑇8 − 𝑇9) - - -
9 𝑈𝐴6,9(𝑇9 − 𝑇6) + 𝑈𝐴8,9(𝑇9 − 𝑇8) + ��𝑏 − ��𝑡𝑟𝑜 - - -
De acordo com a Tabela 3.1, nota-se que o modelo considera que todo o calor
gerado pelo motor é transferido para o óleo (vide ID 6). Essa hipótese foi adotada pelo
fato de o óleo escoar por toda a superfície do motor. Ainda, segundo Prata e Barbosa
(2009), sabe-se pouco sobre a interação entre óleo (ID 9) e gás dentro do ambiente interno
(ID 7) e, por isso, assumiu-se que esses componentes não trocam calor entre si.
O balanço de energia aplicado à câmara de compressão (ID 2) despreza
vazamentos e refluxos. Além disso, considera uma compressão isentrópica a partir do
estado de entrada, que coincide com o estado de saída do filtro de sucção (ID 1). A
potência indicada é calculada através de:
��𝑖𝑛𝑑 = 𝜂𝑒𝑙𝑒��𝑒𝑙𝑒 − ��𝑏 (2)
onde ��𝑒𝑙𝑒 é a potência elétrica de entrada, 𝜂𝑒𝑙𝑒 é a eficiência elétrica do motor e 𝑄𝑏
representa as perdas mecânicas. Seus valores foram obtidos a partir de dados disponíveis
em Dutra e Deschamps (2015) e das equações:
��𝑒𝑙𝑒 =m(ℎ𝑠−ℎ𝑠𝑙)
ηs
; m = ηv𝜌𝑠𝑙𝑉𝑠𝑤𝑓 (3)
onde 𝜌𝑠𝑙 e ℎ𝑠𝑙 são respectivamente a entalpia e a massa especifica na pressão de
evaporação e temperatura de linha de sucção, ηs e η
v são respectivamente a eficiência
isentrópica e volumétrica, ℎ𝑠 é a entalpia na pressão de condensação e temperatura de
linha de sucção, 𝑉𝑠𝑤 é o volume varrido pelo pistão e 𝑓 é a frequência.
18
As entalpias específicas ℎ𝑖 na Tabela 2.1 são relacionadas a pressões e
temperaturas nos respectivos pontos, com exceção de h2 que está associada a pressão de
condensação e à entropia na câmara de sucção, isto é, na entrada da câmara de
compressão. Todas as relações de propriedades são obtidas via biblioteca termodinâmica
CoolProp (Bell et al., 2014). O sistema não-linear de equações é fechado com a inclusão
de três relações adicionais para as temperaturas médias no interior do filtro de sucção, do
filtro de descarga e da linha de descarga:
𝑇1 =1
2(𝑇𝑠𝑙 + 𝑇𝑠𝑐) (4)
𝑇4 =1
2(𝑇3 + 𝑇𝑑𝑚) (5)
𝑇5 =1
2(𝑇𝑑𝑚 + 𝑇𝑑𝑙) (6)
onde 𝑇𝑠𝑙 e 𝑇𝑠𝑐 denotam as temperaturas da linha de sucção, na entrada do filtro de
sucção, e da câmara de sucção, situada na saída do filtro de sucção, respectivamente; 𝑇𝑑𝑚
representa a temperatura na saída do filtro de descarga e 𝑇𝑑𝑙 corresponde à temperatura
na saída da linha de descarga, que coincide com a temperatura que o gás deixa o
compressor.
As condutâncias térmicas UAs nas equações da Tabela 3.1 são calculadas
previamente a partir da resolução do mesmo sistema de equações, mas utilizando dados
experimentais de Dutra e Moratelli (2019) para a temperatura, obtidos para duas
condições de operações estabelecidas pelos pares de temperatura de
evaporação/temperatura de condensação: 𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 = −35,0 °𝐶/𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 =
54,4 °𝐶 𝑒 𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 = −10,0 °𝐶/𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 = 54,4 °𝐶. Em seguida, aplicou-se uma
regressão linear, para descrever cada uma das condutâncias como uma função da
temperatura de evaporação, 𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝, em °C:
𝑈𝐴𝑖 = 𝑚𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 + 𝑏 (7)
onde m e b são os coeficientes ajustados. A Tabela 3.2 exibe os valores dos coeficientes
para cada condutância.
19
Tabela 3.2 - Valores dos coeficientes das equações de reta utilizadas para cálculo das UAs.
ID UA m B
1 UA 1,7 0,021 1,411
2 UA 3,7 -0,007 0,237
3 UA 4,7 0,006 1,093
4 UA 5,7 0,012 0,886
5 UA 6,9 0,118 6,542
6 UA 8,9 0,345 19,492
7 UA 8,7 0,052 8,127
8 UA 8,ee 0,004 2,193
Finalmente, deve-se destacar a presença do termo ��𝑡𝑟𝑜 no balanço de energia
aplicado ao óleo (ID 9). Esse termo expressa a taxa de transferência de calor entre o óleo
lubrificante e o TRO e vale zero na etapa de ajuste do modelo (determinação das UAs).
A taxa de transferência de calor entre óleo e TRO é determinada através do submodelo
do TRO.
3.2 Submodelo do TRO
O TRO é um tubo posicionado no cárter do compressor para remover o calor do
óleo lubrificante similar a soluções adotadas em alguns compressores no passado e à
apresentada por Braun (2016). O fluido refrigerante entra no tubo como líquido saturado
logo após sair do condensador. Na medida em que recebe calor do óleo, muda de fase à
temperatura constante, pois trata-se de uma substância pura e a perda de carga é
desconsiderada nesta análise.
O coeficiente de transferência de calor por convecção associado à ebulição
saturada varia conforme o título da mistura (Shah, 1982). Por isso, diferentemente da
proposta de Braun (2016), este trabalho considera uma abordagem distribuída, dividindo
o TRO em 𝑛 partes iguais, cada uma delas absorvendo um calor 𝛿�� assim como mostrado
na equação (8):
𝛿�� = ��ℎ𝑙𝑣(𝑥𝑜𝑢𝑡 − 𝑥𝑖𝑛) (8)
onde �� é a vazão mássica, ℎ𝑙𝑣 é entalpia de mudança de fase, 𝑥𝑖𝑛 é o título na entrada do
volume de controle e 𝑥𝑜𝑢𝑡 é o título na saída do volume de controle.
A taxa de transferência de calor pode ser escrita também a partir da Lei de
Resfriamento de Newton:
20
𝛿�� =𝐿𝑈𝜋𝐷(𝑇9−𝑇𝑡𝑟𝑜)
𝑛 (9)
onde L representa o comprimento do tubo, D é o diâmetro do tubo e U é o coeficiente de
transferência do calor global. O tubo imaginado possui espessura desprezível, diâmetro
de 6,35 milímetros e um comprimento de 10 cm nos casos em que não é uma variável.
O coeficiente de transferência do calor global entre a parte interna e externa do
TRO é obtido a partir de uma associação de resistências, desprezando-se o efeito de
condução:
𝑈 =𝐻𝑡𝑟𝑜,𝑖𝐻𝑡𝑟𝑜,𝑒
𝐻𝑡𝑟𝑜,𝑖+𝐻𝑡𝑟𝑜,𝑒 (10)
onde 𝐻𝑡𝑟𝑜,𝑖 e 𝐻𝑡𝑟𝑜,𝑒 são os coeficientes de transferência de calor por convecção interno e
externo respectivamente.
Estando o TRO imerso no óleo do cárter, determina-se o coeficiente de
transferência de calor externo via a correlação proposta por Zhukauskas (1972), para
escoamento externo cruzado sobre um cilindro:
𝐻𝑡𝑟𝑜,𝑒 =𝑘𝑜𝑖𝑙
𝐷0.26𝑅𝑒𝑜0.6𝑃𝑟0.36 (
𝑃𝑟
𝑃𝑟𝑤)
0.25
(11)
onde 𝑃𝑟 é o Prandtl calculado na temperatura de filme, 𝑃𝑟𝑤 é o Prandtl calculado na
temperatura de parede e 𝑘𝑜𝑖𝑙 é a condutividade do óleo. O número de Reynolds é avaliado
através de:
𝑅𝑒𝑜 = 𝑢𝑜𝐷𝑡𝑟𝑜
𝑉𝑜 (12)
onde 𝐷𝑡𝑟𝑜 é o diâmetro do TRO e 𝑉𝑜 é a viscosidade cinemática do óleo e 𝑢𝑜 é a velocidade
tangencial da bomba de óleo acoplada à ponta inferior do eixo de acionamento do
compressor e parcialmente imersa no óleo do cárter (Figura 2.2):
𝑢𝑜 = 2𝜋𝑓𝑟 (13)
em que 𝑟 denota o raio da bomba e 𝑓 é a frequência de operação. As propriedades do óleo
foram estimadas através de expressões propostas por Mermond (1999) e avaliadas na
temperatura de filme.
Shah (1982) apresenta relações gerais para o cálculo de coeficientes de
transferência de calor durante ebulição saturada. Apesar de ser um trabalho muito antigo
21
é altamente reconhecido pela comunidade acadêmica mostrando a confiabilidade
necessária para sua aplicação nos dias atuais. Segundo o autor, o coeficiente depende do
número de convecção 𝐶𝑜, do número de ebulição 𝐵𝑜 e do número de Froud 𝐹𝑟 assim
como mostrado na equação (14):
𝐻𝑡𝑟𝑜,𝑖 = 𝜑(𝐶𝑜, 𝐵𝑜, 𝐹𝑟)𝐻𝑙𝑜 (14)
A função 𝜑 depende do regime de ebulição e 𝐻𝑙𝑜 é o coeficiente de transferência
de calor por convecção assumindo que o escoamento seja de líquido somente. Detalhes
adicionais sobre a determinação da função 𝜑 podem ser obtidos em Shah (1982). Os
parâmetros adimensionais da Equação (14) são calculados como:
𝐶𝑜 = (1−𝑥
𝑥)
0.8
(𝜌𝑣
𝜌𝑙)
0.5
(15)
𝐵𝑜 =𝑈(𝑇9−𝑇𝑡𝑟𝑜)
𝐺ℎ𝑙𝑣 (16)
𝐹𝑟 =𝐺2
𝜌𝑙2𝑔𝐷
(17)
onde 𝜌𝑣 e 𝜌𝑙 são as densidades de vapor e líquido saturado na 𝑇𝑡𝑟𝑜, 𝑔 é a constante
gravitacional e 𝐺 é a vazão mássica por unidade de área.
A mudança de título e entalpia do fluido refrigerante dentro do tubo resfriador irá
produzir uma redução de capacidade de refrigeração 𝑞𝑒,𝑙𝑜𝑠𝑠, representando a principal
desvantagem do uso dessa ferramenta. O cálculo desse parâmetro foi realizado por meio
da equação (18):
𝑞𝑒,𝑙𝑜𝑠𝑠 =ℎ𝑜𝑢𝑡,𝑡𝑟𝑜−ℎ𝑖𝑛,𝑡𝑟𝑜
ℎ𝑠𝑙−ℎ𝑖𝑛,𝑡𝑟𝑜× 100 (18)
onde ℎ𝑠𝑙é a entalpia do fluido refrigerante na entrada do compressor, ℎ𝑖𝑛,𝑡𝑟𝑜 e ℎ𝑜𝑢𝑡,𝑡𝑟𝑜 são
respectivamente as entalpias de entrada e saída no tubo.
3.3 Procedimento de solução
Primeiramente, a condição de operação é escolhida, o que define os dados de
entrada. São estipuladas as estimativas iniciais da distribuição de temperatura 𝑇0 no
interior do compressor e do calor absorvido pelo TRO ��𝑡𝑟𝑜0 . O submodelo térmico realiza
o cálculo das temperaturas nos 9 volumes de controle, logo depois o submodelo do TRO
22
calcula o calor absorvido ��𝑡𝑟𝑜. Se a estimativa inicial do calor absorvido ��𝑡𝑟𝑜0
for próxima
o bastante do valor calculado ��𝑡𝑟𝑜 o procedimento é encerrado (diferença menor que
0,001), se não, a estimativa é atualizada pelo valor calculado e o procedimento reinicia.
A Figura 3.2 representa o fluxograma desse procedimento de solução.
Figura 3.2 - Fluxograma do modelo de simulação.
Fonte: O autor.
Na resolução do submodelo térmico foi utilizado o método de Newton-Raphson,
já no submodelo do TRO e no acoplamento entre modelos foi utilizado o método de
substituições sucessivas. Na maioria dos casos a convergência do modelo foi alcançada
com menos de 10 iterações.
4 RESULTADOS E DISCUSSÃO
4.1 Validação do modelo
Para utilizar o modelo da melhor maneira possível é preciso reconhecer sua
precisão e possíveis limitações. Com esse objetivo, as previsões de temperatura do motor
obtidas com o modelo térmico, ainda sem o uso do TRO, foram validadas com dados
experimentais apresentados por Dutra e Moratelli (2019). A comparação entre resultados
foi realizada considerando nove condições de operação do compressor formadas por
combinações de três temperaturas de evaporação (𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 = -35,0 °C; -23,3 °C; -10,0 °C)
23
e três temperaturas de condensação (𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 = 45,0 °C; 54,4 °C; 70,0 °C), conforme
ilustrado pelas Figuras 4.1 a 4.3.
Figura 4.1 - Temperatura do motor com temperatura de evaporação de -35,0 °C em função da temperatura
de condensação sem o uso do TRO.
Figura 4.2 - Temperatura do motor com temperatura de evaporação de -23,3 °C em função da temperatura
de condensação sem o uso do TRO.
Figura 4.3 - Temperatura do motor com temperatura de evaporação de -10,0 °C em função da temperatura
de condensação sem o uso do TRO.
82
84
86
88
90
92
94
96
45 54,4 70
Tem
per
atura
do
mo
tor
[°C
]
Temperatura de condensação [°C]
Simulação
Experimental
70
75
80
85
90
95
100
45 54,4 70
Tem
per
atura
do
mo
tor
[°C
]
Temperatura de condensação [°C]
Simulação
Experimental
70
75
80
85
90
95
45 54,4 70
Tem
per
atura
do
mo
tor
[°C
]
Temperatura de condensação [°C]
Simulação
Experimental
24
Analisando os resultados das Figuras 4.1 a 4.3, percebe-se que o modelo térmico
consegue prever de forma satisfatória a temperatura do motor. As previsões nas condições
de operação (𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 = -10,0 °C/𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 = 54,4 °C) e (𝑇𝑒𝑣𝑎𝑝 = -35,0 °C/𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 = 54,4
°C) coincidem com as medições, pois o ajuste das UAs foi realizado nessas mesmas
condições. O máximo desvio observado entre resultados numéricos e experimentais é
inferior a 2 °C, correspondendo a um valor menor que a própria incerteza de medição,
que é de 2 °C com um intervalo de confiança de 95 % (Dutra e Moratelli, 2019).
4.2 Análises paramétricas
Depois de validado o submodelo térmico do compressor, este foi acoplado ao
submodelo do TRO. Nesta seção, será analisado o desempenho do TRO em função da
alteração de três parâmetros: (i) a condição de operação, (ii) a temperatura de entrada do
fluido refrigerante no TRO e (iii) o comprimento do TRO.
4.2.1 Efeito da condição de operação
A Figura 4.4 mostra a redução de temperatura do motor, ∆𝑇6, por conta do uso do
TRO em função das temperaturas de evaporação e de condensação. Observa-se reduções
de temperatura do motor entre 5,5 ºC e 14,5 ºC. As menores reduções ocorrem nas
condições em que a temperatura de condensação é maior, isto é, a temperatura do fluido
refrigerante no interior do TRO é maior. Como consequência, a diferença entre a
temperatura do óleo e do TRO diminui, causando redução da taxa de transferência de
calor no TRO, como visto na Figura 4.5.
Figura 4.4 - Diferença de temperatura do motor nas diferentes condições estudadas.
0
2
4
6
8
10
12
14
16
45 54,4 70
∆T
6 [
°C]
Temperatura de condensação [°C]
-10 °C
-23,3 °C
-35 °C
25
Figura 4.5 - Calor absorvido pelo tubo resfriador e diferença de temperatura entre o óleo e o TRO nas
diferentes condições estudadas.
Como comentado no final do Capítulo 1, o resfriamento do motor causado pelo
TRO provoca um efeito negativo na operação do ciclo de refrigeração, pois reduz a
capacidade de refrigeração, dada por ��𝑒𝑣𝑎𝑝 = ��(ℎ1 − ℎ5). A Figura 4.6 ilustra a
redução percentual da capacidade de refrigeração nas diferentes condições estudadas em
função da adoção do TRO. O sistema sofre maior redução da capacidade de refrigeração
à medida que a temperatura de evaporação diminui. Nessas condições o compressor
desloca menores vazões mássicas e, portanto, o fluido refrigerante no interior do TRO
fica mais suscetível ao aumento de entalpia, considerando que a taxa de transferência de
calor é pouco dependente da temperatura de evaporação (vide Figura 4.5). Apesar da
maioria das condições manter as perdas abaixo dos 15 %, é necessário ter cuidado ao lidar
com esse parâmetro, principalmente nas condições com temperatura de evaporação de
-35 ºC onde foi alcançado um valor de 21,5 % para 𝑞𝑒,𝑙𝑜𝑠𝑠. Finalmente, destaca-se que à
medida que a temperatura de condensação diminui, a perda em capacidade de refrigeração
aumenta.
Figura 4.6 - Redução de capacidade de refrigeração nas diferentes condições estudadas.
0
5
10
15
20
25
30
35
45 54,4 70
Qtr
o [
w]
; (
T9-T
tro
)
Temperatura de condensação [°C]
-10 °C (Qtro)
-23,3 °C (Qtro)
-35 °C (Qtro)
-10 °C (T9-Ttro)
-23,3 °C (T9-Ttro)
-35 °C (T9-Ttro)
0%
5%
10%
15%
20%
25%
45 54,4 70
qe,
loss
Temperatura de condensação [°C]
-10 °C
-23,3 °C
-35 °C
26
4.2.2 Influência da adição de uma válvula
A primeira customização explorada foi a adição de uma válvula de expansão entre
o condensador e o TRO assim como mostrado na Figura 4.7a. Essa nova configuração
tem a finalidade de diminuir a temperatura de entrada do fluido refrigerante e,
consequentemente, tornar o TRO mais efetivo nas maiores temperaturas de condensação.
A Figura 4.7b representa o digrama p-h desse ciclo de refrigeração, mostrando na prática
como ocorre a mudança de estado entre os pontos 3 e 4.
Figura 4.7 – (a) Representação do ciclo de refrigeração com a adição de uma válvula extra entre o
condensador e o compressor e (b) diagrama p-h do processo.
(a) (b)
Fonte: O autor.
As Figuras 4.8 e 4.9 apresentam os resultados de redução de temperatura do motor
e de redução de capacidade de refrigeração, respectivamente, em função da temperatura
do fluido refrigerante no TRO. Os resultados foram obtidos sob duas temperaturas de
evaporação, -35°C e -10°C, mas com a temperatura de condensação fixa em 70°C.
27
Figura 4.8. Diferença de temperatura do motor nas diferentes condições estudadas com adição de uma
válvula.
De acordo com a Figura 4.8, nota-se que ao reduzir a temperatura do fluido
refrigerante no TRO de 70 °C (sem válvula adicional) para 55 °C, a redução de
temperatura do motor aumenta de 5,4 ºC para 12 ºC. Essa variação é praticamente linear.
Figura 4.9. Redução de capacidade de refrigeração nas diferentes condições estudadas com adição de uma
válvula.
Na Figura 4.9 percebe-se mais uma vez que a condição com temperatura de
evaporação em -35 °C escala em níveis alarmantes, chegando a um 𝑞𝑒,𝑙𝑜𝑠𝑠 de 30% quando
a temperatura do fluido no TRO é de 55 °C. Esse resultado sugere que o uso dessa
alternativa de gerenciamento térmico nessa condição pode comprometer o atendimento
da demanda de refrigeração.
4.2.3 Influência do comprimento do TRO
A segunda customização realizada no TRO foi o aumento de seu comprimento.
Em uma primeira análise pode-se ver somente seus pontos positivos, pensando somente
0
2
4
6
8
10
12
14
55 60 65 70
∆T
6 [
°C]
Temperatura do TRO [°C]
-10 ºC
-35 ºC
0%
5%
10%
15%
20%
25%
30%
35%
55 60 65 70
qe,
loss
Temperatura do TRO [°C]
-10 ºC
-35 ºC
28
na maior exposição para troca de calor que essa mudança propicia com valores de ∆𝑇6
entre 3,7 ºC e 9 ºC. Na Figura 4.10 percebe-se que essa diminuição começa a estabilizar
em um certo valor máximo conforme o comprimento aumenta.
Figura 4.10. Diferença de temperatura do motor em função do comprimento de tubo com temperatura de
condensação em 70 °C.
Figura 4.11. Redução de capacidade de refrigeração em função do comprimento do tubo com temperatura
de condensação em 70 °C.
Adicionalmente, percebe-se que 𝑞𝑒,𝑙𝑜𝑠𝑠 pode evoluir de maneira mais ou menos
agressiva dependendo da temperatura de evaporação assim como mostrado na Figura
4.11, podendo chegar no valor de 20,7%.
No entanto, avaliando comparativamente as mudanças de temperatura de motor e
redução de capacidade de refrigeração, percebe-se que em condições com mesma
temperatura de evaporação todos os comprimentos observados apresentam praticamente
os mesmos ganhos em uma razão ∆𝑇6
𝑞𝑒,𝑙𝑜𝑠𝑠.
0
2
4
6
8
10
0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35
∆T
6 [
°C]
Comprimento do Tubo [m]
-10 °C
-35 °C
0%
5%
10%
15%
20%
25%
0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35
qe,
loss
Comprimento do Tubo [m]
-10 °C
-35 °C
29
5 CONCLUSÃO
O presente trabalho teve como objetivo a implementação de um modelo de
simulação e uma análise teórica para avaliar a aplicação de um tubo resfriador de óleo
para o gerenciamento térmico de um compressor hermético utilizado em sistemas de
refrigeração. O modelo foi implementado a partir do acoplamento de um submodelo
térmico de parâmetros concentrados do compressor e um submodelo do TRO que prevê
a transferência de calor ��𝑡𝑟𝑜 e o estado termodinâmico do fluido refrigerante na sua saída.
O modelo implementado foi inspirado no trabalho de Braun (2016).
A primeira etapa de resultados consistiu da validação do modelo térmico do
compressor com dados experimentais. A segunda etapa compreendeu a realização de
análises paramétricas para investigar o impacto do TRO no resfriamento do motor em
diferentes situações.
Na compreensão de todos os dados produzidos, pode-se perceber que o TRO
apresenta os melhores resultados nas maiores temperaturas de evaporação, considerando
o custo benefício entre a redução de temperatura do motor e redução de capacidade de
refrigeração, algo também observado por Braun (2016). Além disso, houve uma resposta
interessante desses parâmetros com o aumento de comprimento de tubo. Observou-se
reduções de temperatura do motor entre 3,7 ºC e 9 ºC quando o comprimento do TRO é
aumentado de 0,05 para 0,35 m. Para uma mesma condição de evaporação, a razão ∆𝑇6
𝑞𝑒,𝑙𝑜𝑠𝑠
permanece praticamente estável.
O resfriamento do motor pelo TRO diminui na medida em que a temperatura de
condensação aumenta, independentemente da condição de evaporação. Uma alternativa
para contornar essa dificuldade foi a inclusão de uma válvula de expansão adicional para
reduzir a temperatura do fluido refrigerante na entrada do TRO. Essa solução mostrou
resultados interessantes, com aumento da queda de temperatura do motor de 5,4 ºC para
12 ºC, quando a temperatura do fluido refrigerante no TRO é reduzida de 70 °C para
55°C. Por outro lado, esse benefício surge às custas de uma redução da capacidade de
refrigeração, sobretudo na condição em que a temperatura de evaporação é de -35 °C,
quando esse valor atinge 30 %.
Sendo assim, existem diversos parâmetros que podem mostrar a eficácia do TRO
no resfriamento de compressores ao longo dos casos estudados. Porém, é evidente que o
30
benefício do TRO pode comprometer a capacidade de refrigeração do sistema,
principalmente quando a temperatura de evaporação é baixa. Esse resultado também
corroborou com as análises apresentadas por Braun (2016).
Em trabalhos futuros sugere-se um estudo de projeção de custos para
implementação do TRO por centímetro de tubo e uma avaliação do espaço disponível
dentro do compressor justamente com diferentes designs em um código que permita
observar seu efeito substancialmente.
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