ESTUDO DA EFICIÊNCIA ENERGÉTICA DE UM … · EVAPORATIVO DIRETO POR ASPERSÃO TAUBATÉ – SP...
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1 UNIVERSIDADE DE TAUBATÉ Gilberto Elias da Silva ESTUDO DA EFICIÊNCIA ENERGÉTICA DE UM CONDICIONADOR DE AR POR COMPRESSÃO DE VAPOR INTEGRADO A UM SISTEMA DE RESFRIAMENTO EVAPORATIVO DIRETO POR ASPERSÃO TAUBATÉ – SP 2012
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UNIVERSIDADE DE TAUBATÉ
Gilberto Elias da Silva
ESTUDO DA EFICIÊNCIA ENERGÉTICA DE UM
CONDICIONADOR DE AR POR COMPRESSÃO DE VAPOR
INTEGRADO A UM SISTEMA DE RESFRIAMENTO
EVAPORATIVO DIRETO POR ASPERSÃO
TAUBATÉ – SP
2012
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Gilberto Elias da Silva
ESTUDO DA EFICIÊNCIA ENERGÉTICA DE UM
CONDICIONADOR DE AR POR COMPRESSÃO DE VAPOR
INTEGRADO A UM SISTEMA DE RESFRIAMENTO
EVAPORATIVO DIRETO POR ASPERSÃO
TAUBATÉ – SP 2012
Dissertação apresentada para obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica pela Universidade de Taubaté Área de Concentração: Projeto Mecânico - Energia Orientador: Professor Dr. José Rui Camargo
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GILBERTO ELIAS DA SILVA
ESTUDO DA EFICIÊNCIA ENERGÉTICA DE UM CONDICIONADOR DE AR POR
COMPRESSÃO A VAPOR INTEGRADO A UM SISTEMA DE RESFRI AMENTO
EVAPORATIVO DIRETO POR ASPERSÃO
Data:
Resultado: _____________________
BANCA EXAMINADORA
Prof. Dr. José Rui Camargo Universidade de Taubaté
Assinatura ____________________
Prof. Dr. Sebastião Cardoso Universidade Estadual Paulista
Assinatura _______________________
Prof. Dr.Carlos Alberto Chaves Universidade de Taubaté
Assinatura _______________________
Dissertação apresentada para obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica pela Universidade de Taubaté Área de Concentração: Projeto Mecânico - Energia Orientador: Professor Dr. José Rui Camargo
4
A minha mãe, Theresinha que tanto se dedicou
para minha educação, construindo os alicerces da
realização deste sonho.
MINHA ETERNA HOMENAGEM
Dedico este trabalho a todos que me
apoiaram e me incentivaram.
5
AGRADECIMENTOS
Aos meus pais Theresinha Marcelina da Silva e Vercedino Oliveira da Silva pelo amor,
carinho e orientação na vida, que me permitiram chegar até aqui.
À minha esposa Rosane Viccari pelo amor, cumplicidade, apoio, carinho, paciência e
incentivo.
Aos meus irmãos Claudia e Paulo pelo amor, cuidado e incentivo.
Ao Prof. Dr. José Rui Camargo pela paciência na orientação, ajuda incondicional e
exemplo de inspiração incessante para os trabalhos de pesquisa na área de Energia.
Ao Prof. Dr. Carlos Alberto Chaves, pela orientação, incentivo e exemplo de dedicação
e humildade.
Ao Prof. Dr. Ederaldo Godoy Júnior pelo incentivo nos trabalhos do INIC e conselhos,
um grande exemplo de pessoa batalhadora.
Ao Prof. Dr. Álvaro Azevedo Cardoso, pelos conselhos, ensinamentos e exemplos de
dedicação, competência e humildade.
Ao Prof. Dr. Sebastião Cardoso membro da banca, pelas belas palavras ditas em minha
qualificação, pela orientação e incentivo.
Assim como a todos aqueles Professores da Graduação e do Programa de Pós-
Graduação da Unitau, pelo entusiasmo e apoio ao lecionar.
Ao meu Gerente de Projetos Arthur Ciscato Ferreira da HITACHI, que apoiou essa
pesquisa e acreditou na realização desse trabalho, o meu eterno agradecimento.
Ao amigo no trabalho Ademilson Xavier por seu incentivo e auxílio.
Aos amigos da faculdade André Barra, Antônio Eduardo e Claudio Faria pelo
companheirismo, amizade e apoio.
Aos amigos Renato Braga e Solange, Antônio Aleixo e Paula, Márcio Cordeiro e Ana,
Seu Chico e Dona Teresinha que se constituíram uma extensão de minha família e
foram responsáveis pelos momentos sublimes de descontração e alegrias.
Sobretudo a DEUS que propiciou tudo isso em harmonia, por ter me rodeado de
pessoas de tão alta estima e permitiu que meus esforços tivessem êxito.
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SILVA, G. E. Estudo da eficiência energética de um condicionador de ar por
compressão de vapor integrado a sistemas de resfriamento evaporativo direto por
aspersão. 2012. Dissertação (Mestrado em Engenharia Mecânica) – Universidade
de Taubaté – UNITAU, Taubaté – SP
RESUMO
Este trabalho apresenta o resultado do estudo realizado sobre o ganho energético do
emprego integrado do sistema de resfriamento evaporativo direto por aspersão com o
sistema de compressão de vapor, em uma unidade condensadora de condensação a
ar, com trocador de calor do tipo aletado. O sistema de compressão de vapor
atualmente é o mais utilizado para condicionamento do ar em aplicações de conforto e
processos, suas unidades condensadoras podem ser tanto de condensação a ar quanto
de condensação a água. Estes sistemas apesar de sua consagrada aplicação são
grandes vilões de consumo de energia. Uma alternativa econômica para minimizar este
impacto é o emprego do resfriamento evaporativo como pré-resfriador do ar no sistema
convencional. Este fluxo de ar resfriado é utilizado na entrada da unidade
condensadora do ciclo de compressão de vapor com o objetivo de reduzir o trabalho
realizado pelo compressor, através da redução da temperatura de condensação do
ciclo frigorífico aumentando o Coeficiente de Performance Operacional (COP). No
entanto sua aplicação efetiva em unidades condensadoras a ar com trocador do tipo
aletado ainda geram muitas dúvidas, quanto sua efetividade e implicações. Tendo em
vista este problema foi promovida a integração destes sistemas, analisado sua
efetividade. Foram utilizados bicos (aspersores, pulverizadores ou micro-
pulverizadores) que borrifam a água na forma de gotículas ou névoas, acionados por
bomba de média pressão. Por meio dos resultados obtidos, pode-se concluir que há
uma melhora significativa de desempenho e eficiência do sistema de refrigeração, que
utilize um sistema evaporativo direto por aspersão de forma conjugada.
PALAVRAS CHAVE: Ar condicionado, resfriamento evaporativo, eficiência energética.
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ABSTRACT
This paper presents the results of the study on the energy gain of the integrated
employment of the system of direct evaporative cooling spray system with vapor
compression in a condensing unit condensing the air heat exchanger of the finned type.
The vapor compression system is currently the most widely used for air conditioning
applications and processes of comfort, its condenser units can be either air
condensation and condensation water. These systems in spite of its application are
allocated villains large power consumption. An economical alternative to minimize this
impact is the use of evaporative cooling as a pre-cooler air in the conventional system.
This flow of cooling air is utilized at the entrance of the condensing unit of the vapor
compression cycle in order to reduce the work of the compressor by reducing the
temperature of condensation of the refrigeration cycle by increasing the coefficient
operational performance (COP). However their effective implementation in the air
condensing units with finned heat exchanger of the type still generate many questions,
and their effectiveness and implications. In view of this problem has been promoted the
integration of these systems, analyzed its effectiveness. Were used nozzles (nozzles,
spray nozzles or microwave) to spray water in the form of droplets or mist, actuated by
pressure medium pump. Through the results obtained, it can be concluded that there is
a significant improvement in performance and efficiency of the refrigeration system
which uses a system of direct evaporative spray conjugated.
KEYWORDS: Air conditioning, evaporative cooling, energy efficiency.
8
LISTA DE FIGURAS
Figura 1 - Ciclo teórico ideal de compressão a vapor 22
Figura 2 - Diferenças entre o ciclo real e teórico de compressão a vapor 24
Figura 3 - Carta Psicrométrica para o nível do mar 27
Figura 4 - Resfriador evaporativo direto (RED) 28
Figura 5 - Resfriador evaporativo tipo spray com circulação constante de água 30
Figura 6 - Resfriador evaporativo indireto (REI) 30
Figura 7 - Esquema básico de um RED 31
Figura 8 - Calorímetro psicrométrico – Hitachi Ar Condicionado do Brasil 33
Figura 9 - Desenho esquemático do calorímetro psicrométrico 35
Figura 10 - Túnel de Medição de Ar 36
Figura 11- Túnel de Medição de Ar – Sistema de medição das temperaturas 37
Figura 12- Túnel de Medição de Ar – Bocais (Nozzles) 37
Figura 13 - Unidade Condensadora 40
Figura 14 - Unidade Evaporadora 40
Figura 15 - Sistema evaporativo direto por aspersão acoplado ao sistema de
compressão de vapor 41
Figura 16 - Unidade Condensadora no arranjo experimental 42
Figura 17 - Unidade Condensadora no arranjo experimental – Bicos aspersão 42
Figura 18 - Amostradores de Ar 44
Figura 19 - Amostradores de Ar – Ventilador de exaustão e sensor 45
Figura 20 - Umidostato – Novus 45
Figura 21 - Sala de controle e monitoramento 46
Figura 22 - Transdutor de pressão – Yokogawa 47
Figura 23 - Manômetro digital – Yokogawa 47
Figura 24 - Balança digital 48
9
Figura 25 - Proveta graduada 48
Figura 26 - Medidor de grandezas elétricas 49
Figura 27 - Módulo de Aquisição de Dados 49
Figura 28 - Interface MW100 via navegador de internet 50
Figura 29 - Data Viewer 51
Figura 30 - Tela painel de controle túnel de medição de ar 52
Figura 31 - Comportamento da pressão de descarga x consumo de água 58
Figura 32 - Consumo elétrico 59
Figura 33 - Comportamento do COP 60
Figura 34 - Capacidade frigorífica 60
10
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 - Características técnicas do bico nebulizador Magnojet Série X 43
Tabela 2 - Condições de temperatura para testes de capacidade na
condição nominal 54
Tabela 3 - Bicos utilizados x Consumo de água 55
Tabela 4 - Valores médios das temperaturas registradas no
calorímetro - Evaporador 56
Tabela 5 - Valores médios das temperaturas registradas no
calorímetro - Condensador 56
Tabela 6 - Valores médios das grandezas obtidas no calorímetro 57
Tabela 7 - Valores médios das grandezas para análise do sistema 57
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LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS
ASHRAE American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers
C Ponto crítico
CLP Controlador lógico programável
COP Coeficiente de desempenho
D Diâmetro
h Entalpia
Ps Pressão de sucção
Pd Pressão de descarga
SH Superaquecimento
SC Sub-resfriamento
TBS Temperatura de bulbo seco
TBU Temperatura de bulbo úmido
Tc Temperatura de condensação
Td Temperatura de descarga
TPO Temperatura de ponto de orvalho
Ts Temperatura de sucção
Tsub Temperatura de sub-resfriamento
Tsup Temperatura de superaquecimento
To Temperatura de evaporação
12
LISTA DE SÍMBOLOS
EF Efeito frigorífico [kW]
EER Razão de eficiência energética [adimensional]
QL Capacidade de refrigeração [kW]
QH Calor rejeitado pelo condensador [kW]
Win Trabalho do compressor [W]
13
LETRAS GREGAS
ρ Densidade do ar seco [kg/m3]
ε Efetividade do resfriador evaporativo direto [%]
ν Volume específico [m³/kg]
14
SUB ÍNDICES
a ar seco
ant antes da
comp compressor
d descarga
exp dispositivo de expansão
liq água na fase líquida
H energia transferida ao corpo à alta temperatura
Inf inferior
iso isoentrópico
s sucção
sup superior
in entrada
r refrigerante
15
SUMÁRIO
1. INTRODUÇÃO 17
1.1 Objetivo Geral e Importância 17
1.1.1 Objetivos específicos 18
2. REVISÃO DA LITERATURA 19
3. SISTEMAS UTILIZADOS 22
3.1 Sistema de compressão de vapor 22
3.1.2 Sistemas reais de refrigeração 23
3.1.3 Eficiência e coeficiente de eficácia (COP) 24
3.1.4 O ciclo de compressão a vapor 25
3.2 Sistemas de resfriamento evaporativo 27
3.2.1 Princípio 27
3.2.2 Sistema de resfriamento evaporativo direto 28
3.2.3 Eficiência do sistema evaporativo 29
3.2.4 Componentes dos resfriadores evaporativos 31
4. MÉTODO 33
4.1 A sala de testes 33
4.2 Metodologia de cálculo da vazão mássica 35
4.3 Arranjo experimental para ensaios do sistema convencional e conjugado 40
4.4 Instrumentação para ensaio e medição 43
4.5 Software para aquisição de dados Data Viewer 50
4.6 Procedimento de teste 51
4.7 Procedimento de teste para os sistemas conjugados 53
4.8 Condições de teste 53
5. RESULTADOS 55
16
6. DISCUSSÃO 59
7. CONCLUSÃO 61
REFERÊNCIAS 62
17
1 INTRODUÇÃO
O aumento constante da conscientização global para o uso racional das fontes
de energia, aliadas as políticas governamentais, tem provocado grandes mudanças no
comportamento dos mercados consumidores. No Brasil estas mudanças iniciaram com
maior ênfase a partir da regulamentação da lei nacional de eficiência energética (Lei n°
10.295), criada após a crise de abastecimento que forçou grande parte do país a um
racionamento em 2001.
Tais mudanças têm exigido dos fabricantes e importadores de máquinas e
aparelhos consumidores de energia, o atendimento de níveis mínimos de eficiência
energética.
Pensando neste tema este trabalho pretende realizar um estudo técnico
econômico para o emprego de dois sistemas de condicionamento de ar conhecidos
(ciclo de compressão de vapor; sistema evaporativo) de forma conjugada, visando
aumentar a eficiência energética em unidades condensadoras de condensação a ar
com trocador do tipo aletado.
Segundo CAMARGO (2009), a integração do resfriamento evaporativo com
sistemas de refrigeração por compressão de vapor está aumentando por diversas
razões. Dentre uma destas está a utilização para pré-resfriar o ar dos condensadores,
pois nestes sistemas sabe-se que quanto menor a temperatura de condensação, menor
é a potência do compressor, ou seja, menor é o consumo elétrico do sistema. Com este
estudo busca-se quantificar este ganho energético, visando definir uma forma
adequada de promover esta aplicação em escala.
1.1 Objetivo Geral e Importância
O objetivo deste trabalho foi realizar um estudo do emprego integrado do sistema
de resfriamento evaporativo direto por aspersão com o sistema de compressão de
vapor, em unidades condensadoras de condensação a ar, com trocador de calor do tipo
aletado, afim de obter o desempenho de refrigeração com os sistemas atuando de
forma conjugada, avaliando o desempenho termodinâmico e energético com o sistema
convencional, a fim de quantificar e avaliar sua utilização.
18
A água, ao entrar em contato com a superfície quente do trocador de calor, irá
evaporar, retirando uma quantidade de calor equivalente ao calor latente de
evaporação. Logo o condensador, além de trocar calor com o ar do ambiente externo,
também perderá calor para a água em evaporação, o que resulta em um aumento da
eficiência do sistema.
A importância deste trabalho é demonstrar o benefício energético do uso
integrado dos sistemas estudados, possibilitando aos fabricantes de unidades
condensadoras de condensação a ar a exploração deste recurso, para o aumento da
eficiência de seus equipamentos.
1.1.1 Objetivos específicos
Tendo em vista a proposta central do trabalho, pretende-se atingir os seguintes
objetivos específicos:
a) Promover a integração do sistema de compressão de vapor com o sistema
evaporativo por aspersão.
b) Analisar o desempenho termodinâmico e energético da integração dos sistemas.
19
2 REVISÃO DA LITERATURA
O ciclo de compressão de vapor, também conhecido como sistema
convencional, é considerado o mais importante, pois permite diferentes aplicações em
refrigeração e ar condicionado, sendo assim é o mais utilizado na prática. Nesse ciclo, o
vapor é comprimido, condensado, tendo posteriormente a sua pressão diminuída de
modo que o fluido refrigerante possa se evaporar a uma baixa pressão (STOECKER e
JONES, 1985).
O resfriamento evaporativo ocorre através de processos simultâneos de
transferência de calor e massa entre a corrente de ar a ser resfriada e uma superfície
úmida de tal forma que a água e o ar são os fluidos de trabalho utilizados no sistema
(CASTRO e PIMENTA, 2004).
WATT (1963) realizou a primeira análise rigorosa dos sistemas evaporativos
direto e indireto, enumerando suas vantagens e desvantagens, indicando suas
aplicações e estabelecendo considerações sobre o projeto. Pode-se dizer que, a partir
de seus trabalhos, a refrigeração evaporativa começou a ser investigada
cientificamente.
WATT e BROWN (1997) relacionam as diversas aplicações dos sistemas
evaporativos nos segmentos da indústria, comércio e residências norte americanas,
abordando desempenho dos resfriadores descritos em cartas psicrométricas. Os
sistemas de múltiplos estágios e diferentes tipos de materiais construtivos das colméias
evaporativas são alvos de suas análises.
SCHIBUOLA (1997) comenta que, nas aplicações de ar condicionado
tradicionais, nas quais a serpentina de resfriamento desumidifica o ar, é possível
aumentar a reutilização do ar de retorno para recuperar energia. O sistema apresentado
por ele utiliza o resfriamento evaporativo para pré-resfriar o ar de retorno e trocadores
de calor para resfriar o ar externo captado. Esse sistema, aplicado em Milão, Atenas e
Roma, cidades caracterizadas por clima ameno, resulta em uma economia de energia
entre 5% e 35%, dependendo da vazão de ar e da taxa de ocupação do ambiente.
FOSTER (1998) apresenta dados de desempenho, de economia de energia, de
benefícios e de manufatura de sistemas evaporativos para diversas cidades nos EUA e
no México.
20
CARDOSO, CAMARGO e TRABELHO (1999) apresentam um sistema de pré-
desumidificação por adsorção, descrevendo a vaporização da água a baixas pressões e
a aplicação automotiva de sistema de ar, vapor e combustível.
SILVA (2002) realizou ensaios de condicionamento de ar em galpões avícolas
para frangos de corte, usando o sistema evaporativo direto com painel de argila
expandida e painel de celulose. O resultado foi observado na taxa de crescimento das
aves ao longo do tempo de criação.
CAMARGO (2000) realizou um estudo de caracterização do clima brasileiro,
identificando as regiões onde o sistema evaporativo é mais eficiente para
condicionamento do ar para conforto, por meio do emprego de quatro métodos que
podem ser utilizados para classificar e verificar a viabilidade de utilização de
equipamentos de resfriamento evaporativo, adaptados as condições existentes no
Brasil. Em seu estudo através do emprego do método denominado “Índice de
Desempenho (ID) do resfriamento evaporativo”, gerou uma tabela onde apresenta uma
série de localidades onde o emprego do sistema pode ser verificado por este indicador.
CAMARGO, EBINUMA e CARDOSO (2003) desenvolveram um modelo
matemático para sistema de resfriamento evaporativos diretos. Experimentos foram
conduzidos dentro da Universidade de Taubaté, para demonstrar o método baseado na
equação de conservação de energia para volumes de controle.
CAMARGO (2003) desenvolveu um sistema de resfriamento evaporativo
adsortivo avaliando o potencial de sua aplicação, além de suas restrições observando o
conforto térmico e a conservação de energia. Um sistema evaporativo direto foi
ensaiado e através dele, foi proposto um novo conjunto adsortivo para suprir a
demanda de regiões onde a depressão de bulbo úmido não é significativa.
SILVA (2004) desenvolveu um estudo que aborda o resfriamento evaporativo por
microaspersão d’água, no qual obteve ao final da pluma do spray, a vazão, temperatura
e umidade do ar tratado. Este estudo permite a incorporação destes dados a programas
de simulação de desempenho térmico de edifícios, que não incorporam modelos de
resfriamento evaporativo direto por sprays, devido à dificuldade em estabelecer um
prognóstico preciso da evaporação do spray, frente aos complexos fenômenos físicos
envolvidos.
21
CASTRO e PIMENTA (2005) apresentaram modelo teórico e modelo
matemático de transferência de calor e queda de pressão, para avaliação de um
sistema evaporativo com colméia de celulose convencional.
SANTOS (2005) realizou estudo combinado do resfriamento evaporativo direto e
adsorção, complementando o estudo técnico-econômico de viabilidade para sua
implantação, usando insumos como a água da chuva e o calor do processo do gás
natural, condensado de caldeira e energia elétrica.
SANTOS (2005) desenvolveu o dimensionamento teórico de um ciclo de
refrigeração a compressão de vapor, para atender a carga térmica requerida de um
automóvel de passeio. Fez também a comparação experimental através dos resultados
obtidos em simulação do veículo em ensaio dentro de túnel de vento.
CAROSSI (2006) desenvolveu um modelo matemático para avaliação do
potencial do resfriamento evaporativo no Brasil. Através dele foi gerado um mapa de
cada região. O modelo foi validado, através de procedimento de ensaio através de
aparelho evaporativo de janela.
URENÃ (2008) desenvolveu um aparato experimental para o resfriamento
evaporativo direto, comparando os resultados de bancada com modelos teóricos
baseados no balanço de energia e na análise psicrométrica.
SANTOS (2011) realizou um estudo experimental do emprego conjugado do
sistema de resfriamento evaporativo direto e compressão de vapor para
condicionamento de ar em veículos.
ACUNHA JUNIOR (2011) realizou um estudo experimental da transferência de
calor e de massa de um condensador evaporativo, bem como, da relação existente
entre as grandezas envolvidas durante a sua operação. Destas investigações, resultou
uma correlação para o coeficiente global de transferência de calor que visa determinar
esta grandeza através das condições operacionais e das características geométricas do
condensador.
22
3 SISTEMAS UTILIZADOS
Foram utilizados o sistema de compressão de vapor e o sistema evaporativo
direto por aspersão no desenvolvimento desta pesquisa.
3.1 SISTEMA DE COMPRESSÃO DE VAPOR
O ciclo de refrigeração por compressão de vapor é bastante difundido em
aplicações de ar condicionado. Neste ciclo, o fluido de trabalho é comprimido e
condensado em alta pressão e temperatura por rejeição de calor para um meio externo.
Posteriormente, após esta condensação o fluido refrigerante é expandido através de um
dispositivo de expansão até atingir a pressão de evaporação, onde será evaporado em
baixa pressão e temperatura devido à troca de calor com o ambiente a ser resfriado.
A Figura 1 ilustra um esquema básico de um sistema de refrigeração por
compressão de vapor com seus principais componentes, e o seu respectivo ciclo teórico
ideal representado sobre um diagrama Pxh (pressão-entalpia, diagrama de Mollier). Os
equipamentos esquematizados na Figura 1 representam, genericamente, qualquer
dispositivo capaz de realizar os respectivos processos específicos indicados.
Figura 1 - Ciclo teórico ideal de compressão a vapor – Adaptação (STOECKER, 1985)
23
Os processos termodinâmicos que constituem o ciclo teórico em seus
respectivos equipamentos são:
a) Processo 1→2. Ocorre no compressor, sendo um processo adiabático
reversível e, portanto, isoentrópico, como mostra a Figura 1. O refrigerante entra no
compressor à pressão do evaporador (Ps) e com título igual a 1 (x =1). O refrigerante é
então comprimido até atingir a pressão de condensação (Pc) e, ao sair do compressor
está superaquecido à temperatura T2, que é maior que a temperatura de condensação
Tc.
b) Processo 2→3. Ocorre no condensador, sendo um processo de rejeição de
calor, do refrigerante para o meio de resfriamento, à pressão constante. Neste processo
o fluido frigorífico é resfriado da temperatura T2 até a temperatura de condensação Tc
e, a seguir, condensado até se tornar líquido saturado na temperatura T3, que é igual à
temperatura Tc.
c) Processo 3→4. Ocorre no dispositivo de expansão, sendo uma expansão
irreversível a entalpia constante (processo isentálpico), desde a pressão PC e líquido
saturado (x=0), até a pressão de vaporização (Ps). O processo é irreversível e,
portanto, a entropia do refrigerante na saída do dispositivo de expansão (s4) será maior
que a entropia do refrigerante na sua entrada (s3).
d) Processo 4→1. Ocorre no evaporador, sendo um processo de transferência de
calor a pressão constante (Ps), conseqüentemente a temperatura constante (Tc), desde
vapor úmido (estado 4), até atingir o estado de vapor saturado seco (x=1). O calor
transferido ao refrigerante no evaporador não modifica a temperatura do refrigerante,
mas somente muda sua qualidade (título).
3.1.2 Sistemas Reais de Refrigeração
O ciclo real de compressão a vapor apresenta algumas diferenças em relação ao
ciclo teórico, caracterizando-se pela ineficiência dos processos envolvido (STOECKER,
1985). Na Figura 2 podem ser vistas as principais diferenças entre esses ciclos, que
residem nas perdas de carga no evaporador e no condensador, não admitidas no ciclo
24
teórico, o sub-resfriamento do líquido que deixa o condensador e no superaquecimento
do vapor na aspiração do compressor.
O sub-resfriamento do líquido que deixa o condensador é uma prática utilizada,
para garantir que o fluido refrigerante que entra no dispositivo de expansão seja líquido.
O superaquecimento também é um processo importante que tem a finalidade de evitar
a entrada de líquido no compressor, evitando assim sua quebra.
Outro processo importante é o processo de compressão, que no ciclo real é
politrópico (s1 ≠ s2), e no processo teórico é isentrópico, ocorrendo ineficiência devido
ao atrito e outras perdas.
Figura 2 - Diferenças entre o ciclo real e teórico de compressão a vapor – Adaptação
(STOECKER, 1985)
3.1.3 Eficiência e Coeficiente de Eficácia (COP)
A eficiência na termodinâmica é definida como o resultado da quantidade de
energia obtida num processo de conversão em relação ao montante que foi gasto para
a conversão.
25
No caso de ciclos frigoríficos, o objetivo é produzir um efeito de refrigeração, ao
passo que o trabalho líquido representa aquela quantidade que foi consumida. Embora
o COP do ciclo real seja sempre menor que o ciclo teórico, para as mesmas condições
de operação, pode-se, com o ciclo teórico, verificar que parâmetros influenciam no
desempenho do sistema. Assim, o COP é definido por:
Gasta EnergiaÚtil Energia
COP = (1.1)
Pode-se inferir da Eq. (1.1) que, para ciclo teórico, o COP é função somente das
propriedades do refrigerante, consequentemente, depende das temperaturas de
condensação e vaporização. Para o ciclo real, entretanto o desempenho é para um
sistema completo de refrigeração, composto do próprio compressor e dos demais
equipamentos do sistema.
Outra maneira bastante usual de indicar a eficiência energética de um sistema de
refrigeração é a Razão de Eficiência Energética (EER), cujo nome se deriva do inglês
“Energy Efficiency Rate”. Segundo a norma ASHRAE 90.1 é definida pela razão entre a
capacidade total de resfriamento e a potência requerida sob condições operacionais
estabelecidas.
Wc EF
EER = (1.2)
3.1.4 O ciclo de compressão a vapor
Considerando a equação de Regime permanente, desprezando as energias
cinética e potencial, temos para o volume de controle no evaporador, que a capacidade
de refrigeração ( Lq•
) é dada por:
)( 41 hhmq rL −=••
[kW] (1.3)
A diferença de entalpias (h1 – h4) é conhecida por efeito de refrigeração,
conforme STOECKER (1985).
26
Para o volume de controle no compressor, consideramos a potência de
compressão ( compW•
) adiabática:
)( 12 hhmW rcomp −=••
[kW] (1.4)
O calor rejeitado pelo condensador ( Hq•
) pode ser calculado também com o
volume de controle no condensador:
)( 23 hhmq rH −=••
[kW] (1.5)
Considerando a expansão ocorrida na válvula de expansão como adiabática, ou
seja,
h4 = h3. (1.6)
Onde:
rm•
- vazão mássica do refrigerante [kg/s]
4321 ;;; hhhh - entalpias nos estados 1, 2, 3 e 4 respectivamente [kJ/Kg]
27
3.2 SISTEMAS DE RESFRIAMENTO EVAPORATIVO
O resfriamento evaporativo ocorre na natureza, próximo às quedas d’água e aos
córregos, acima de lagos e oceanos, sob densas folhagens, e sobre superfícies úmidas,
em particular, sobre a pele humana. Nos processos industriais utiliza-se dois sistemas,
o resfriamento evaporativo direto e indireto.
3.2.1 Princípio
Independente do processo, se natural ou artificial, se direto ou indireto, o
resfriamento evaporativo tem como princípio a evaporação da água e a troca de calor
sensível por calor latente (SILVA, 2004).
O resfriamento evaporativo é um método simples ambientalmente amigável e
prático de climatização, consiste na evaporação da água através da passagem de um
fluxo de ar, provocando uma redução em sua temperatura por meio da saturação
adiabática. Neste processo o ar transfere calor necessário para evaporação de uma
determinada quantidade de água até que sua saturação seja alcançada. Dessa forma o
ar é resfriado em função do calor sensível transferido para a água.
Os aparelhos de resfriamento evaporativo mudam o ar atmosférico, segundo a
carta psicrométrica que trata da mistura binária do ar seco e vapor d’água (Figura 3).
Figura 3 - Carta psicrométrica para o nível do mar - Adaptação de Universal Industrial
Gases Inc (2011)
28
3.2.2 Sistema de resfriamento evaporativo direto
Podem ser de dois tipos: direto (RED) e indireto (REI). No direto, o ar é resfriado
e umidificado adiabaticamente ao entrar em contato com uma superfície úmida
apropriada (painel evaporativo ou meio úmido). Quando o ar passa pela superfície
molhada, ocorre a evaporação da água pela diferença de pressão entre o ar não
saturado, região de menor pressão, e a água de contato, a região de maior pressão
onde a água está evaporando.
A superfície úmida também pode ser substituída por jatos de gotículas de água
dentro da corrente de ar. No tipo indireto, o ar se mantém separado do processo de
evaporação da água, transferindo apenas calor sensível para uma corrente de ar
secundária (SILVA, 2004).
O calor necessário para a mudança de fase da água líquida para vapor é
transferido do ar, que passa pela colméia evaporativa, resfriando-o.
O calor requerido para vaporização é entregue pelo ar, reduzindo sua
temperatura e aumentando o calor latente da água. A entalpia se mantêm no processo,
não havendo ganho ou perda de calor.
O resultado final é o umedecimento do ar agora saturado e queda na
temperatura de bulbo seco, proporcionando conforto térmico.
Segundo STOECKER (2002), o processo pode ser caracterizado pela
transferência de calor e massa que envolve vapor d’água e ar. Isso é representado por
um processo isoentálpico do ar, elevando a umidade, o que caracteriza a Lei da linha
reta. A Figura 4 mostra o processo psicrométrico para um sistema RED.
Figura 4 - Resfriador evaporativo direto (RED) (CAMARGO, 2009)
29
3.2.3 Eficiência do sistema evaporativo
Quanto maior é o diferencial de temperatura entre as temperaturas de bulbo seco
e úmido de cada região, maior a eficiência dos aparelhos de resfriamento evaporativo.
Assim um macro-clima com umidade relativa do ar muito grande, como as faixas
litorâneas ou costeiras ou ainda micro-climas como beiras de represas, podem afetar de
maneira negativa o processo evaporativo.
Pelas características geográficas, podemos dizer com certa precisão se o
aparelho terá bom desempenho. Quanto mais próximos da região equatorial, maior a
média de temperatura anuais. Agora, se for adicionado grande quantidade de
evaporação natural, como aquelas ocorridas, devido ao ciclo das águas, quando as
águas dos rios e mares se evaporam, condensam-se e causam chuvas, reduzimos
muito o espaço entre as temperaturas de bulbo seco e úmido. Esta é uma situação
crítica para o ciclo evaporativo artificial (SANTOS, 2010).
A energia que se consome para transformação de fase de um litro de água de
líquido para vapor é aproximadamente 580Kcal. Essa energia é a usada para obter a
queda de temperatura do bulbo seco.
A efetividade de um resfriador evaporativo é definida como a taxa entre a queda
real da temperatura de bulbo seco e a máxima queda teórica que a temperatura de
bulbo seco poderia ser se o resfriador fosse 100% eficiente e o ar saísse saturado.
Nesse caso, a temperatura de bulbo seco na saída seria igual a temperatura de bulbo
úmido do ar na entrada.
A temperatura de bulbo seco na saída do sistema RED é dada por:
)( 1112 TBUTBSTBSTBS D −−= ε (1.7)
Onde Dε é a efetividade do resfriador evaporativo direto
A Figura 5 ilustra o que ocorre com as temperaturas de bulbo seco (TBS), de
bulbo úmido (TBU) e de ponto de orvalho (TPO) quando o ar passa através de um
resfriador evaporativo direto.
30
Figura 5 - Resfriador evaporativo tipo spray com circulação constante de água
(CAMARGO, 2009)
No resfriador evaporativo indireto (REI), o ar que será utilizado para condicionar
o ambiente (ar primário) transfere calor para uma corrente de ar secundária ou para um
líquido, que foram resfriados evaporativamente. A entalpia do ar do lado seco é assim
reduzida, em contraste à redução adiabática de temperatura de um refrigerador
evaporativo direto. Um avanço na tecnologia do resfriamento evaporativo deve-se à
introdução dos equipamentos de resfriamento indireto, nos quais o ar, relativamente
seco, é mantido separado do ar do lado molhado, onde o líquido está sendo vaporizado
(CAMARGO, 2009).
A Figura 6 mostra dois tipos de sistemas de resfriamento evaporativo indireto:
tipo placa (Figura 6 a) e tipo tubo (Figura 6 b).
Figura 6 - Resfriador evaporativo indireto (REI): (a) tipo placa, (b) tipo tubo (CAMARGO,
2009)
(a) (b)
31
3.2.4 Componentes dos resfriadores evaporativos
A Figura 7 ilustra esquematicamente um sistema de resfriamento evaporativo
direto composto basicamente por:
a) Painel Evaporativo, local onde haverá a passagem lenta da água com grande contato
com o ar;
b) Recipiente, reservatório de água fonte de água limpa e tratada;
c) Bomba d’água usada para adicionar energia hidráulica ao fluido;
d) Ventilador usado para acelerar o processo evaporativo da colméia evaporativa e do
mecanismo termorregulador do homem, isto é, auxilia a obter as condições mínimas de
conforto térmico, segundo a ASHRAE.
Figura 7 - Esquema básico de um sistema RED (CAMARGO, 2009)
32
4 MATERIAIS E MÉTODOS
Os calorímetros psicrométrico são, basicamente, equipamentos destinados a
medir a capacidade de refrigeração ou aquecimento de condicionadores de ar. São
constituídos de duas câmaras contíguas, com temperaturas e umidades controladas,
além de instrumentação que permite o cálculo das capacidades térmicas dos
condicionadores de ar.
Para a análise do desempenho do sistema híbrido e convencional, foi utilizado
um calorímetro psicrométrico no qual os equipamentos ensaiados foram acoplados.
Uma das câmaras simula o ambiente de um recinto a ser condicionado e é
chamada, neste trabalho, simplesmente por “ambiente interno”. A outra câmara simula
o ambiente externo e é chamada neste trabalho simplesmente por “ambiente externo”.
Uma parede, devidamente isolada, separa os dois ambientes.
Os ambientes interno e externo do calorímetro devem ser equipados com
sistemas compensadores com aquecedores, resfriadores e umidificadores capazes de
compensar os efeitos do condicionador de ar em ensaio e manter constantes as
temperaturas e umidades dos ambientes.
Os sistemas compensadores devem ter ventiladores capazes de vencer as
resistências dos equipamentos e assegurar, pelo menos, duas vezes a quantidade de
ar recirculado pelo condicionador de ar, tanto para o ambiente interno como para o
externo.
As superfícies internas dos ambientes do calorímetro devem ser constituídas de
materiais não porosos, cujas juntas devem ser vedadas contra fugas de ar e umidade.
As portas de acesso devem ficar hermeticamente fechadas ao ar e umidade,
empregando juntas ou qualquer outros meios apropriados.
Em ambos os ambientes do calorímetro, externo e interno, os gradientes de
temperatura e distribuição do fluxo de ar são resultantes da interação dos sistemas
compensadores e do condicionador em ensaio, devendo garantir que as temperaturas
ao redor do condicionador de ar em ensaio simulem aquelas de uma instalação normal,
33
isto é, a unidade operando em ambientes e condições de temperaturas idênticas
aquelas especificadas no ensaio (NBR 5882).
4.1 A sala de testes
Os experimentos foram realizados em um calorímetro psicrométrico, que fica
situado dentro da área fabril da Hitachi Ar Condicionado do Brasil (Figura 8).
Figura 8 - Calorímetro psicrométrico: (a) ambiente de teste da unidade externa, (b)
ambiente de teste da unidade interna – Hitachi Ar Condicionado do Brasil
A determinação da capacidade de refrigeração pelo método psicrométrico,
baseia-se na quantidade de ar que flui através do evaporador e na variação de entalpia
entre as condições de entrada e saída de ar no aparelho (evaporador). O ar interno é
succionado e devolvido ao ambiente com temperaturas de bulbo seco e de bulbo úmido
medidas. Com esses dois valores é possível obter o valor da entalpia do ar através da
(a)
(b)
34
carta psicrométrica. A definição da capacidade de refrigeração de um aparelho, num
calorímetro psicrométrico, segue a seguinte equação:
)( saídaentrada hhmQ −⋅=••
(1.8)
Onde •Q é a capacidade de refrigeração ou aquecimento, em W;
•m é a vazão
mássica de ar, em kg/s; entradah é a entalpia de entrada do ar no evaporador, em J/kg de
ar seco; e saídah é a entalpia de saída do ar no evaporador, em J/kg de ar seco.
Para cálculo da capacidade de refrigeração é necessário, primeiro, o cálculo da
vazão mássica de ar definida pela seguinte equação:
••⋅= Vm ρ (1.9)
Onde ρ é a massa específica do ar seco na entrada ou saída, em kg de ar
seco/m³, e •V a vazão volumétrica na entrada ou saída, Nm³/s. A vazão volumétrica
pode ser calculada por:
VAV ⋅=•
(1.10)
Onde A é a área transversal na seção em m² e V a velocidade média na seção
em m/s.
A norma ANSI/AHRI Standard 210/240-2008 descreve os requisitos de teste para
avaliação de desempenho de equipamentos de ar condicionado e a bombas de calor
unitários. Na Figura 9 pode-se observar a imagem esquemática de um calorímetro
psicrométrico com os principais equipamentos e dispositivos de medição.
35
Figura 9 - Desenho esquemático do calorímetro psicrométrico
(Fonte: Norma ANSI/AHRI Standard 210/240 - 2008)
4.2 Metodologia de cálculo da vazão mássica
No interior do calorímetro há um dispositivo chamado Túnel de Medição de Ar
(Figura 10), que tem a função de medir a vazão e as temperaturas do ar do
condicionador de ar. Fica acoplado a descarga do evaporador. Este dispositivo fica
acoplado a descarga do evaporador no ambiente interno. Seu projeto é baseado nas
normas NBR5882 e ASHRAE STANDARD 51-1985 e fornecido pela empresa Mecalor.
36
Figura 10 - Túnel de Medição de Ar: (a) descarga do evaporador, (b) duto de adaptação
dos aparelhos, (c) ponto de saída do ar do equipamento
O ar insuflado pelo aparelho de ar condicionado na entrada do túnel é captado
por um sistema de coleta da amostra de ar que tem a função de medir a temperatura de
bulbo seco e bulbo úmido (Figura 11). Uma tomada de pressão instalada na entrada do
Túnel enviará um sinal analógico através de um transdutor de pressão ao CLP que por
sua vez atuará sobre o ventilador para manter a pressão na entrada do túnel nula (zero)
sobre a descarga do condicionador.
(c)
(b)
(a)
37
Figura 11 - Túnel de Medição de Ar: (a) sistema de medição da TBU e TBS – Sistema
de medição das temperaturas
A passagem do ar através dos Bocais (Nozzles, Figura 12) criará uma diferença
de pressão que será medida por um segundo transdutor de pressão. As variáveis serão
processadas em um CLP que exibirá a vazão volumétrica do ar que atravessa o túnel.
Figura 12 - Túnel de Medição de Ar – Bocais (Nozzles)
(a)
38
As equações que definem a vazão mássica são as seguintes:
v
Qm m=•
(1.11)
Onde:
VAcQm ..= (1.12)
sendo que:
mQ = Fluxo de massa de ar através de um só bocal
c = coeficiente de descarga do bocal, que é relação da descarga real através do
dispositivo para descarga ideal
A = área da garganta em m²
V = velocidade do bocal m/s
ghV ..2= (1.13)
onde
g = aceleração da gravidade e
g
ph d
.ρ= (1.14)
onde
Pd = diferencial pressão no trecho reto do bocal em Pa
ρ = densidade do ar fluindo no bocal em kg/m³
Com isso tem-se que:
ρdP
V.2
= ↔ ρdP
V .41,1= (1.15)
logo:
ρd
m
PVAcQ ....41,1= (1.16)
39
mas, ρ = 1/ν onde ν = volume especifico em m³/kg
Então,
vPVAcQ dm .....41,1= (1.17)
4
. 2DA
π= (1.18)
mas ν é o volume específico da mistura ar/vapor d`água no bocal em m³/kg de
mistura de ar, calculado por:
)1(
.'
w
v
P
Pv
b
o
+= (1.19)
onde ν ’ é o volume específico do ar existente no bocal nas TBS e TBU, mas
com um valor padrão de pressão barométrica (nível do mar) em m³/kg de ar seco.
Po = pressão atmosférica padrão
Pb = pressão atmosférica na entrada do bocal em Pa
Se a pressão atmosférica real não diferir da pressão atmosférica por mais de
3kPa, ν pode ser considerado igual a ν ’.
40
4.3 Arranjo experimental para ensaios do sistema conven cional e conjugado
Os experimentos foram realizados em um condicionador de ar do tipo split
system de capacidade nominal de 50640kJ (48000Btu/h), composto por uma unidade
evaporadora do tipo teto aparente e uma unidade condensadora de condensação a ar,
de descarga horizontal com trocador de calor em formato de “L”.
Nas Figuras 13 e 14 tem-se as imagens das duas unidades que compõem o
condicionador de ar do estudo.
Figura 13 - Unidade Condensadora
Figura 14 - Unidade Evaporadora
A Figura 15 mostra a configuração do sistema proposto e utilizado neste
trabalho, que é composto pelo sistema de compressão de vapor conjugado ao sistema
evaporativo direto por aspersão.
41
Figura 15 - Sistema evaporativo direto por aspersão acoplado ao sistema de
compressão de vapor
A unidade condensadora, objeto de estudo deste trabalho, foi disposta sobre
uma bandeja com um ponto de dreno para coleta da água residual do sistema. Na
parte superior do trocador foi montado o sistema de aspersão composto de uma
tubulação, com furações para montagem dos bicos de aspersão e de um ponto de
tomada de pressão da rede hidráulica. Foi utilizado um tanque auxiliar para o
fornecimento de água, composto de uma motobomba para transferência da água ao
recipiente utilizado no sistema conjugado conforme ilustram as Figura 16 e 17.
42
Figura 16 - Unidade Condensadora no arranjo experimental: (a) bandeja, (b) dreno, (c)
tanque auxiliar com motobomba, (d) recipiente de armazenagem da água aspergida no
sistema
Figura 17 - Unidade Condensadora no arranjo experimental: (a) tomada de pressão, (b)
bicos aspersão – Bicos aspersão
(a)
(b)
(c)
(d)
(a)
(b)
43
Para pressurização da água aspergida, foi utilizado uma bomba centrífuga
monobloco KSB modelo Hydrobloc P500, 1/2CV, monofásica, 220v, sucção 1”, recalque
1”, pressão máxima 37mca, vazão máxima 2,4m³/h. Para aspersão da água, foram
utilizados bicos fabricados em poliacetal com inserto cerâmico, da Magnojet Série X
com cone vazio. Na Tabela 1 tem-se as características técnicas dos bicos utilizados nos
experimentos.
Tabela 1 – Características técnicas bico nebulizador Magnojet Série X
4.4 Instrumentação para ensaio e medição
Para determinar a capacidade de refrigeração durante os experimentos foram
utilizados os seguintes instrumentos de medição de temperatura:
• Medição de temperatura do ar da sala: foram utilizadas termoresistências
“PT100”, classe A, simples, com diâmetro de 4 mm, comprimento igual a 100 mm
e precisão de ± 0,06ºC.
• Medição de temperatura do ar dos equipamentos: foram utilizados termopares do
tipo T, com condutor positivo de cobre e condutor negativo de constatam, faixa
de utilização de -60ºC a 100ºC e precisão de ± 0,5ºC.
44
• Medição de temperatura do refrigerante: foram utilizados termopares do tipo T,
com condutor positivo de cobre e condutor negativo de constatam, faixa de
utilização de -60ºC a 100ºC e precisão de ± 0,5ºC.
As temperaturas de bulbo seco do ar da sala, tanto no lado do evaporador
quanto no condensador (temperaturas do ambiente interno e externo), são medidas
com auxílio de um dispositivo chamado amostrador de ar (Figura 18). Composto por um
sensor de temperatura do tipo PT100, uma mangueira flexível para transporte do ar até
o sensor, e um ventilador de exaustão, que irá promover, além da sucção do ar, o
controle da velocidade do escoamento do ar através do sensor (Figura 19). Para o
controle da umidade relativa do ar da sala nos dois ambientes, foi utilizado
transmissores de umidade e temperatura (umidostato) estrategicamente posicionados
para realização das leituras (Figura 20). Estes instrumentos interligados ao sistema de
controle da sala mantêm as condições de temperatura e umidade definidas nas
condições de teste.
Figura 18 - Amostradores de ar: (a) amostradores de ar, (b) ventilador de exaustão e
sensor PT100, (c) mangueira flexível
(a)
(c)
(b) (a)
45
Figura 19 - Amostradores de Ar: (a) ventilador de exaustão, (b) sensor PT100 –
Ventilador de exaustão e sensor
Figura 20 - Umidostato – Novus
(a) (b)
46
A Figura 21 mostra a sala de controle do calorímetro onde estão localizados os
instrumentos de ajuste e controle das temperaturas.
Figura 21 - Sala de controle e monitoramento: (a) controle temperatura lado
condensador, (b) controle temp. lado evaporador, (c) controle umidade lado
condensador, (d) controle umidade lado evaporador
Instrumentos de medição de pressão do ciclo de refrigeração:
• Medição das pressões de descarga (PD) e pressão de sucção (PS): foram
utilizados transdutores de pressão com precisão de ±0,3kgf/cm² (Figura 22).
Através do sistema aquisição de dados as leituras são armazenadas e impressas
na tela do computador.
(d)
(c)
(b)
(a)
47
Figura 22 - Transdutor de pressão – Yokogawa
Instrumento de medição de pressão do sistema motobomba:
• Medição da pressão gerada pelo sistema motobomba, foi utilizado manômetro
digital modelo 2654 Yokogawa, com precisão de ±0,001kgf/cm² (Figura 23).
Figura 23 - Manômetro digital – Yokogawa
Instrumento de medição de massa:
• Medição da massa de fluido refrigerante adicionada ao ciclo de refrigeração, bem
como a massa de água no sistema conjugado, foi utilizado uma balança digital
de capacidade 110kg, precisão ±0,01kg com resolução de 0,01kg (Figura 24).
48
Figura 24 - Balança digital
Instrumento de medição de volume (líquidos):
• Medição do volume de líquidos: foi utilizado uma proveta graduada de 500ml,
com divisão de escala de 5ml (Figura 25).
Figura 25 - Proveta graduada
Instrumento de medição grandezas elétricas:
• Medição das grandezas elétricas: foi utilizado o medidor Power Meter CW240 da
Yokogawa, para leitura e armazenagem da voltagem (V), corrente (A), potência
(W), freqüência (Hz) e fator de potência (%) (Figura 26). As leituras são
armazenadas em um cartão de memória com intervalo de tempo pré-
estabelecido, transferidas posteriormente para um computador por meio do
software ToolBox240 dedicado para comunicação com o aparelho.
49
Figura 26 - Medidor de grandezas elétricas
Sistema de aquisição de dados:
As leituras das temperaturas da sala, dos equipamentos e das pressões de
descarga (PD) e sucção (PS), foram monitorados e através do uso de um módulo de
aquisição de dados MW-100 Yokogawa (Figura 27).
Figura 27 - Módulo de Aquisição de Dados: (a) sensores tipo T conectados ao MW100
(a)
50
4.5 Software para aquisição de dados Data Viewer
O MW100 Viewer Data Viewer R3.01 (Figura 28) é um software, desenvolvido
pela Yokogawa Eletric Corporation, que permite a aquisição, processamento e
visualização de dados, através de uma interface gráfica simples e intuitiva (Figura 29).
Os sinais captados pelos sensores são préprocessados pelo módulo de aquisição, e
convertidos em sinais elétricos. O Data Viewer converte tais sinais em valores das
grandezas físicas medidas (pressão, temperatura, por exemplo), estes dados podem
ser visualizados em forma de gráficos e planilhas, bem como exportados para uso em
outros programas. Por meio de um navegador de internet também é possível visualizar
em tempo real as medições instantâneas, configurar os intervalos de gravação de
dados (10ms a 60s) e iniciar o registro de dados.
Figura 28 - Interface MW100 via navegador de internet
51
Figura 29 - Data Viewer
4.6 Procedimento de teste
A região de insuflamento de ar do aparelho é acoplado ao túnel de medição de
ar, que é o instrumento responsável pela medição da vazão e das condições de
temperatura do ar insuflado pelo condicionador de ar. Primeiramente, se iguala a
pressão estática na entrada do túnel com a pressão da câmara, por meio de sensores
de pressão de membrana capacitiva, com tomadas de pressão na câmara e na entrada
do túnel. O túnel possui um ventilador de exaustão para a compensação dessa pressão
estática, garantindo que a vazão de ar no túnel seja a mesma que a vazão do ar
insuflado pelo aparelho.
As temperaturas de bulbo seco e úmido do ar insuflado também são medidas
através de um amostrador de ar, localizado dentro do túnel, que capta uma amostra do
ar, passando pelos sensores do tipo PT100 e retornando ao túnel. Depois de passar
pelo amostrador de ar, o ar escoa através de um bocal, com restrição de área de
passagem do escoamento pré-estabelecida, que irá provocar uma perda de pressão do
mesmo. Esse diferencial de pressão é então medido através de um sensor de pressão
localizado no interior do túnel, com tomadas de pressão estática na entrada e saída do
52
bocal. Uma vez conhecidas a queda de pressão e a relação entre as áreas de entrada e
saída do bocal, obtém-se a vazão. A metodologia utilizada para o cálculo da vazão
segue uma norma da ASHRAE denominada “Standard Methods for Laboratory Air-Flow
Measurement”. A Figura 30 mostra a tela do painel de controle do túnel de medição de
ar.
Figura 30 - Tela painel de controle do túnel de medição de ar
As grandezas apresentadas são:
SP: Set Point de pressão do túnel (1);
Qv: Vazão volumétrica instantânea;
TBS: Temperatura de bulbo seco no interior do túnel;
TBU: Temperatura de bulbo úmido no interior do túnel;
TPD1: Pressão diferencial na entrada do túnel;
TPD2: Pressão diferencial no bocal selecionado.
(1) O Set Point da pressão diferencial deve em geral ser igual a “zero”. Pode se
programar pressões (positivas ou negativas) diferentes para compensar a perda de
carga no duto de adaptação dos aparelhos, mas este valor deve ser previamente
conhecido pelos operadores.
As temperaturas envolvidas no ciclo de refrigeração do aparelho foram medidas
através de termopares fixados rigidamente aos tubos de cobre e isolados termicamente
por massa de calafetar nos seguintes pontos do circuito:
• Tubo de sucção (antes do acumulador do compressor);
53
• Tubo de descarga (logo após o compressor).
As temperaturas do ar na entrada e saída dos equipamentos também foram
medidas nos seguintes pontos:
• Entrada do condensador - três sensores TBS e um sensor TBU;
• Saída do condensador - um sensor TBS;
• Entrada do evaporador - sensores TBS e um sensor TBU;
• Saída do evaporador - três sensores TBS e um sensor TBU.
Além disso, foram adotados os seguintes procedimentos:
• Medição da temperatura da base da carcaça do compressor; e
• Medição da temperatura da parte superior da carcaça do compressor.
As pressões de sucção e descarga do compressor foram medidas nas linhas de
pressão do calorímetro, acopladas às linhas de sucção e descarga do aparelho através
de transdutores de pressão.
4.7 Procedimento de teste para os sistemas conjugad os
Para medir o desempenho térmico e energético do sistema devido à troca de
calor entre o condensador e a água em evaporação, foram realizados oito testes de
verificação da capacidade de refrigeração em calorímetro psicrométrico, variando o
volume de água aspergida sobre a superfície do trocador da unidade condensadora.
Nestes ensaios a quantidade de bicos aspersores foi alterada para aumentar
volume de água aspergido, sendo este medido por meio de uma balança digital antes
da entrada da bomba. O registro do teste foi efetuado por quinze minutos (gravação de
dados) após a estabilização do sistema com o ciclo em regime.
4.8 Condições de teste
Os testes de determinação da capacidade de refrigeração de um ar condicionado
foram realizados no calorímetro psicrométrico, em condições de temperatura e umidade
controladas. Tais condições são determinadas por inúmeras normas existentes de
diversos órgãos como: ABNT, ISO, ASHRAE, AHRI, etc. A Tabela 2 mostra as
54
condições de temperatura de bulbo seco e temperatura de bulbo úmido estabelecidas
pela norma AHRI, todos os testes foram realizado segundo a norma AHRI.
Tabela 2 - Condições de temperatura para testes de capacidade na condição nominal
(fonte: ARI Standard 210/240 - 2008)
NORMA DE REFERÊNCIA AMB. INTERNO AMB. EXTERNO
TBS TBU TBS TBU
AHRI 26,7ºC 19,4ºC 35,0ºC 23,9ºC
55
5 RESULTADOS
Neste capítulo serão apresentados os dados obtidos nos experimentos, nas
formas de tabelas e gráficos. Inicialmente foi realizado um teste sem a aspersão de
água no trocador de calor (Convencional), para coleta dos dados de referência do
sistema, posteriormente foram realizados ensaios variando o volume de água
pulverizada no trocador (Testes 2 ao 8), para verificação do comportamento do sistema
atuando de forma conjugada.
Na Tabela 3 tem-se o detalhamento dos testes realizados com o sistema
conjugado, bem como os valores do volume de água aspergida, de retorno e a parcela
de água que evaporou no processo. Pode-se observar, em função do sistema
motobomba utilizado para pressurização da água aspergida não ter sofrido modificação
entre os testes, que ocorre uma redução na pressão na linha de aspersão a medida que
o volume de água aumentou com a troca dos bicos aspersores nos testes realizados.
Tabela 3 - Bicos utilizados x Consumo de água
As Tabelas 4 e 5 mostram os valores médios das temperaturas resultante da
aquisição de dados do ensaio do sistema de resfriamento convencional (Teste 1 -
compressão de vapor) e dos demais testes com o sistema conjugado (Testes de 2 a 8).
56
Tabela 4 - Valores médios das temperaturas registradas no calorímetro - Evaporador
Tabela 5 - Valores médios das temperaturas registradas no calorímetro - Condensador
Os resultados apresentados na Tabela 6 são provenientes dos valores médios
das grandezas medidas, para os cálculos da capacidade de refrigeração. A partir
destes dados obtidos nos testes, foram calculadas a capacidade de refrigeração e a
eficiência do sistema, através das leis da termodinâmica, sendo então comparados com
o ciclo convencional sem o sistema conjugado (Teste 1). A capacidade Standard do
sistema está baseada no valor declarado pelo fabricante e que nos testes deve ser
≥92% do valor declarado.
57
Na Tabela 6 tem-se primeiramente o valor da vazão de ar em [m³/h] calculada
pelo túnel de medição de ar, o valor do dreno [ml] resultante da desumidificação do ar
que passou pelo trocador de calor da unidade evaporadora, o calor sensível e latente
em [kJ/h] calculados pela variação da entalpia do ar, a quantidade de vapor do
ambiente em [kg/h], a capacidade frigorífica dos equipamentos expressa em [kJ/h] e
[W], o consumo elétrico do sistema em [W], a capacidade standard calculada dividindo
o valor da capacidade encontrada no teste pelo valor declarado pelo fabricante, a
variação da capacidade frigorífica do sistema conjugado comparativamente com o
sistema convencional [%], o coeficiente de performance (COP) dos testes e sua
variação comparativa com o sistema convencional.
Tabela 6 - Valores médios das grandezas obtidas no calorímetro
Na Tabela 7 tem-se os valores médios da aquisição de dados das medições
realizadas no ciclo frigorífico utilizadas para as análises do sistema.
Tabela 7 - Valores médios das grandezas para análise do sistema
A Figura 31 fornece a queda da pressão de descarga em função do volume de
água aspergido sobre o trocador. Conforme esperado, à medida que o volume de água
58
ultrapassa o ponto de equilíbrio da taxa de evaporação do sistema, o valor do
decréscimo da pressão tem seu valor diminuído.
Figura 31 - Comportamento da pressão de descarga x consumo de água
59
6 DISCUSSÃO
Observando em um primeiro momento o consumo elétrico dos testes com o
sistema conjugado, mostrados na Figura 32, em comparação com o sistema
convencional (1), percebe-se um ligeiro aumento do consumo elétrico. Este aumento foi
devido ao acréscimo da motobomba utilizada no sistema de aspersão, nos testes em
que o efeito termodinâmico resultante da evaporação da água foi menos acentuado. Já
nos testes em que o efeito termodinâmico foi maior, pode-se observar uma redução no
consumo elétrico proveniente da redução do trabalho executado pelo compressor.
Figura 32 - Consumo elétrico
Analisando os valores demonstrados na Tabela 6 referentes a variação da
capacidade e COP, que estão sendo comparados com o sistema convencional, pode-se
observar um incremento tanto da capacidade frigorífica quanto da performance do
sistema, em todos os testes realizados.
Nas Figuras 33 e 34 pode-se observar separadamente os incrementos na
performance do sistema e da capacidade frigorífica. A principal diferença no
desempenho do sistema com a inclusão do sistema evaporativo direto por aspersão é a
redução na temperatura de condensação e conseqüentemente no consumo de energia
do compressor.
60
Figura 33 - Comportamento do COP
Figura 34 - Capacidade frigorífica
61
7 CONCLUSÃO
Diante dos resultados obtidos nos ensaios realizados, pode-se concluir que há
uma melhora significativa de desempenho e eficiência do sistema de refrigeração, que
utilize um sistema evaporativo direto por aspersão integrado a unidade condensadora,
para maximizar a troca de calor. Esta melhora é evidenciada pelo aumento da razão da
potência de resfriamento pelo consumo de energia elétrica (COP), devido a redução da
pressão de descarga/condensação do sistema, nos indicando que o compressor está
operando com uma menor potência.
Este estudo revelou que alguns desafios precisam ser vencidos para o emprego
integrado destes sistemas, dentre estes está análise do ciclo de vida do equipamento,
na qual devem ser avaliados os efeitos das incrustações que podem ocorrer sobre a
superfície do trocador, que podem trazer um efeito inverso com aumento do consumo e
redução da eficiência térmica do trocador, bem como o custo do conjunto de
bombeamento e acessórios, que precisa ser analisado para justificar sua implantação.
Uma análise de custo considerando o consumo da água pluvial versus o custo da água
tratada, também precisa ser realizado. Contudo, considerando edificações que
possuam sistemas de captação de águas pluviais para fins não potáveis, seu emprego
torna-se uma alternativa interessante.
62
REFERÊNCIAS
CAMARGO, J.R., Análise de métodos para avaliar a viabilidade técni ca de
sistemas de resfriamento evaporativo aplicados ao c ondicionamento de ar para
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