Universidade Estadual Paulista FACULDADE DE ENGENHARIA DE ILHA SOLTEIRA

DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA

Análise do comportamento de um ciclo padrão de REFRIGERAÇÃO, QUANTO as características termo físicas, ACIONADO POR MOTORES DE INDUÇÃO BI OU TRIFÁSICO.

Eduardo Corpa Jorge

Dissertação apresentada à Faculdade de Engenharia de Ilha Solteira da Universidade Estadual Paulista “Júlio de Mesquita Filho”, como parte dos requisitos exigidos para a obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica.

Orientador: Prof. Dr. André Luis SeixLack

Co-orientador: Prof. Dr. Antonio João Diniz

llha Solteira, Outubro de 2007

uunneesspp

Agradecimentos

• Para minha esposa Maria Bernadete. • Meus Pais Anna Corpa Jorge e Antônio Jorge.

• Meus irmão Helena, Olavo e Andréia.

• Meus Sobrinhos Gabriel e Laisla. • Ao meu orientador Prof. Dr. André Luis SeixLack.

• Para meu co-orientador e amigo Prof. Dr. Antônio João Diniz. • Ao Prof. Dr. Cássio Macedo Maia.

• A Prof. Dr. Mariângela Bovolato ,departamento de Engenharia Elétrica da

Unesp / Ilha Solteira.

• Ao Prof. Dr. José Carlos Rossi, departamento de Engenharia Elétrica da Unesp / Ilha Solteira.

• Meus professores do curso de mestrado, minha profunda gratidão pelo

inestimável conhecimento que me proferiram: Emanuel Rocha Woiski, José Luis Gasche, Sergio Said Mansur, Edson Del Rio Vieira, João Batista Aparecido.

• Ao técnico e amigo, Reginaldo Cordeiro Silva pela presteza e qualidade e apoio

para a construção desta bancada.

• A desenhista Érika Renata Bocchi Lomba

• Meus colegas do curso de mestrado em Engenharia Mecânica.

• A secretaria de Pós graduação da Unesp.

SUMÁRIO

CAPÍTULO 1 – INTRODUÇÃO. ..................................................................................8

1.1 MOTIVAÇÃO ......................................................................................................................................8 1.2 OBJETIVO ...........................................................................................................................................9 1.3 CONSIDERAÇÕES PRELIMINARES. .....................................................................................................10 1.3 CICLO PADRÃO (IDEAL) DE COMPRESSÃO A VAPOR. ........................................................................10

1.3.1 Compressão Adiabática. ..........................................................................................................11 1.3.2 Rejeição Isotérmica de Calor. .................................................................................................12 1.3.3 Expansão Adiabática. ..............................................................................................................13 1.3.4 Recebimento Isotérmico de calor.............................................................................................14

1.4 CICLO REAL DE COMPRESSÃO A VAPOR ..................................................................................15 1.4.1 Efeito do Superaquecimento do vapor de admissão. ...............................................................16 1.4.2 Efeito das perdas de pressão resultantes do atrito .............................................................17

CAPÍTULO 2 – REVISÃO BIBLIOGRÁFICA.........................................................18

2.1 SISTEMA DE INVERSORES DE FREQÜÊNCIA. .......................................................................................18 2.2 EFEITO DO REGIME TRANSIENTE NO CONSUMO ELÉTRICO. ................................................................21 2.3 ANALISE DO CONSUMO DE ENERGIA ELÉTRICA DE REFRIGERADORES DOMÉSTICOS SOBRE AS

CONDIÇÕES DE USO E TIPO DE REFRIGERADOR. ......................................................................................22 2.4 OTIMIZAÇÃO DE SISTEMAS TÉRMICOS..............................................................................................23 2.5 MELHORIA ARTIFICIAL DAS CONDIÇÕES CLIMÁTICAS PARA CONDENSADORES .................................26 2.6 FORNECIMENTO EM TENSÃO SECUNDÁRIA. ......................................................................................27

2.6.1 Critérios da Eletropaulo. .........................................................................................................27 2.6.2 Custo de Energia Elétrica........................................................................................................28

2.7 CONSUMO DE ENERGIA EM INSTALAÇÕES ELÉTRICAS MONOFÁSICAS E TRIFÁSICAS. ......................29

CAPÍTULO 3 – PROCEDIMENTOS EXPERIMENTAIS. .....................................31

3.1 BANCADA EXPERIMENTAL. ..............................................................................................................31 3.1.1 Equipamentos de medição. ......................................................................................................33

3.1.2 EQUIPAMENTOS DO SISTEMA DE COMPRESSÃO A VAPOR. ............................................................40 3.1.2.1 Evaporador. ..........................................................................................................................40 3.1.2.2 Condensador. ........................................................................................................................41 3.1.2.3 Sistemas de transmissão de torque. ......................................................................................42

O SISTEMA DE TRANSMISSÃO DE TORQUE SE DA POR POLIAS E

CORREIAS (A-27, GOODYER) COM AS DIMENSÕES: DIÂMETRO DA

POLIA MOTORA (MOTOR) = 80 MM.....................................................................42

RELAÇÃO DE TRANSMISSÃO DA CORREIA, CORREIA A-34, GOODYER.42

3.1.2.4 Compressor. ..........................................................................................................................43 3.1.2.5 Depósito Receptor de líquido................................................................................................43 3.1.2.6 Filtro secador........................................................................................................................43 3.1.2.7 Válvula de expansão .............................................................................................................44 3.1.2.8 Fluido Refrigerante R401A...................................................................................................45

3.1.3 BANCADA ELÉTRICA. .....................................................................................................................46 3.1.3.1 Sistema de alimentação e acionamento. ...............................................................................46 3.1.4 Motores Elétricos....................................................................................................................46

3.2 METODOLOGIA EXPERIMENTAL...............................................................................................50 3.2.1 Experimento para definição da posição da Válvula de expansão. ..........................................51

3.3 EXPERIMENTOS ........................................................................................................................54 3.3.1. Experimento para motor trifásico...........................................................................................54 3.3.2 Experimento para motor monofásico.......................................................................................55

CAPÍTULO 4 – CÁLCULOS.......................................................................................56

4.1 EXPERIMENTO PARA POSIÇÃO DE ABERTURA DA VÁLVULA DE EXPANSÃO........................................56 4.1.1 Com a válvula posicionada com mínima abertura. .................................................................56 4.1.2 Com a válvula na posição de máxima abertura.......................................................................58

4.2 CALCULO DE CARGA TÉRMICA DA BANCADA ...................................................................................62 4.2.1 Carga térmica de troca de ar...................................................................................................62 4.2.2 Carga térmica cedida pelas paredes........................................................................................62 4.2.3 Carga Térmica de Refrigeração devido ao Produto................................................................64

4.3 CÁLCULOS PARA EXPERIMENTO DO MOTOR DE INDUÇÃO ELÉTRICO TRIFÁSICO. .............................65 4.3.1 Cálculo para ciclo de compressão a vapor Ideal ....................................................................66 4.3.2 Cálculos para o ciclo de compressão a vapor Real.................................................................69 4.3.2.1 Propriedades Termofísicas. ..................................................................................................69

4.4 CÁLCULOS PARA EXPERIMENTO DE MOTOR DE INDUÇÃO ELÉTRICO MONOFÁSICO..........................72 4.4.1 Cálculo das propriedades Termofísicas para o ciclo de Compressão a Vapor Ideal.............73 4.4.2 Ciclo Real de Compressão a Vapor. ........................................................................................75

4.5 CÁLCULOS DE CUSTO OPERACIONAL.................................................................................................82 4.5.1 Calculo do custo operacional, motor elétrico trifásico. ..........................................................82 4.5.2 Calculo do custo operacional, motor elétrico monofásico. .....................................................83

4.6 ANÁLISE ECONÔMICA................................................................. ERRO! INDICADOR NÃO DEFINIDO.

CAPÍTULO 5 – RESULTADOS..................................................................................84

5.2 GRÁFICOS .........................................................................................................................................85 5.2.1 Evolução da queda de temperatura da água. ..........................................................................85 5.2.2 Evolução da Temperatura de Superaquecimento ....................................................................85 5.2.3 Monitoramento das Pressões de Evaporação..........................................................................86 5.2.4 Monitoramento das Pressões de Condensação........................................................................86 5.2.5 Monitoramento das Potências consumidas nos Motores .........................................................87

5.2.5 Gráfico de Potencias de partida. .............................................................................................87

CAPÍTULO 6 – CONSIDERAÇÕES FINAIS............................................................88

Lista de Tabelas Capítulo 2: Revisão Bibliográfica. 2.4.1 – Especificações dos sistemas 18 2.4.2 – Resultados, Pontos de Ótimo 19 Capítulo 3: Procedimentos Experimentais 3.1.1 – Propriedades Termofísicas do Fluido Refrigerante 38 3.1.2 – Dados de Placa, Motores Monofásicos 39 3.1.3 - Potência Nominal e de Partida para Motores Monofásicos 40 3.1.4 – Dados de Placa, Motor Elétrico Trifásico 41 3.2.1 – Valores para Abertura de Válvula de Expansão 44 3.3.1 – Valores Experimentais para Motor Trifásico 47 3.3.2 – Valores Experimentais para Motor Monofásico 48 Capítulo 4: Cálculos 4.3.1 – Valores Experimentais para Sistemas Acionados por Motor Trifásico 58 4.4.1 - Valores Experimentais para Sistemas Acionados por Motor Monofásico 65 4.6.1 – Investimento Necessário no Período 77 4.6.2 – Juros de Mora 77 4.6.3 – Consumo 77 4.6.4 – Custo Anual de Instalação 77 Capítulo 5: Resultados 5.1 - Resumo dos Resultados Experimentais 78

Lista de Figuras Capítulo 1: Introdução. Figura 1.3.1 – Esquema Básico de um Ciclo de Compressão a Vapor 03 Figura 1.3.2 – Diagramas Ph e Ts de um ciclo de Compressa a Vapor 04 Figura 1.3.2.1 – Sistema de Troca de Calor no Condensador 05 Figura 1.3.3.1 – Processo de Expansão Isoentálpica 06 Figura 1.3.4.1 – Vista Lateral, Frontal e de Topo do Evaporador 07 Figura 1.6.1- Diagrama Real de Compressão a Vapor 08 Capítulo 2: Revisão Bibliográfica Figura 2.1.1 – Consumo de Energia para Chiller, Set Point 7 e 11ºC 13 Figura 2.1.2 - Consumo de Energia para Chiller, Set Point 15ºC 14 Figura 2.7.1- Alimentação Elétrica 22

Capítulo 3: Procedimentos Experimentais Figura 3.1.1 – Bancada Experimental 24 Figura 3.1.2 – Dispositivos de Compressão a Vapor 25 Capítulo 4: Cálculos Figura 4.4.1 - Condensação a ar

Lista de Fotos Capítulo 3: Procedimentos Experimentais Foto 3.1.1 – Bancada Experimental, Visão Geral 25 Foto 3.1.2 – Sistema de Medição de Temperatura 27 Foto 3.1.3 - Junta Fria 27 Foto 3.1.4 – Manômetros de Descarga e de Sucção 28 Foto 3.1.5 – Wattímetro para Rede Trifásica 28 Foto 3.1.6 – Wattímetro para Rede Monofásica 29 Foto 3.1.7 – Multímetro 29 Foto 3.1.8 – Garrafa Térmica 30 Foto 3.1.9 – Junta Fria 30 Foto 3.1.10 – Chave Seletora de Canais 30 Foto 3.1.11 – Tacômetro 31 Foto 3.1.12 – Termo Anemômetro 31 Foto 3.1.13 – Termostato Analógico 32 Foto 3.1.14 – Bulbo do Termostato Imerso na água 32 Foto 3.1.15 – Evaporador, Detalhes da Serpentina 33 Foto 3.1.16 – Evaporador, Vista Lateral 33 Foto 3.1.17 – Condensador 34 Foto 3.1.18 – Compressor 36 Foto 3.1.19 – Depósito de Líquido 36 Foto 3.1.20 – Filtro Secador 37 Foto 3.1.21 – Válvula de Expansão 37 Foto 3.1.22 – Contatora e Disjuntores 39 Foto 3.1.23 – Motor Elétrico Monofásico 40 Foto 3.1.24 – Motor Elétrico Trifásico 41 Resumo

"",..,.,. ,*

ionsrefrigerathouseholdinscompressoringreciprocatofsticcharacteriTransientRazaviModarresRMKhastooBPorkhialS baa

Realizaram um estudo do consumo de energia associado a refrigeradores domésticos, precisamente em compressores recíprocos. O estudo estimou o comportamento em regime transiente destes compressores como um fenômeno vital para a redução no consumo de energia e melhora no desempenho geral dos refrigeradores. Baseado em análises experimentais, equações governantes e o comportamento do regime transiente foram desenvolvidos em um programa, que apresentou boa concordância com os resultados experimentais em diferentes condições. As análises mostraram que o compressor consumiu mais energia quando estava operando em regime transiente quando comparado quando este já estava operando regime permanente, no entanto encurtando o período de transiente, escalonando estes períodos, obteve-se um menor consumo de energia. O fatores transientes envolvidos no desempenho do compressor foram a pressão e temperatura na entrada e saída, distribuição de temperatura dentro do compressor, tensão, corrente, e potência elétrica dos compressores, eficiência volumétrica e eficiência eletromotora. A simulação numérica baseia-se no princípio do funcionamento do sistema, quando o compressor está em regime transiente. O experimento consistir em instalar o refrigerador em uma sala com temperatura interna artificialmente mantida em 43º (chamada de sala quente). Pressões e temperaturas em função do tempo foram medidas dentro de diversos pontos do compressor, em seguidas gravadas no computador, bem como a tensão, a corrente, o fator de potência e potência do compressor. Os resultados mostraram que o tempo médio de duração do regime transiente no refrigeradores foi de 2 h, região onde tivemos os maiores consumo de energia elétrica, isto se explica pelo fato de ser esse o tempo de remoção da carga térmica. Foi concluído no experimento, além do maior regime transiente, que simulações numéricas de regimes transientes em compressores podem alcançar boa concordância com resultados experimentais.

Capítulo 1 – Introdução. Neste capitulo, descreve-se a motivação, o objetivo e as considerações preliminares do ciclo de refrigeração a vapor.

1.1 Motivação A entrada de distribuição de energia elétrica no Brasil, fundamentalmente em

estabelecimentos comerciais e residências, raramente é feita com instalações elétricas trifásicas, o sistema praticamente opera com instalações elétricas bifásicas ou monofásicas fase - neutro. A motivação por este trabalho consiste em conscientizar os diversos setores de construtores, industria, comercio, engenheiros e estudantes sobre os benefícios da instalação elétrica trifásica, em sistema de refrigeração e ar condicionado, neste estudo em particular, em bebedouros. Este tipo de instalação não é novidade na Europa na Ásia e nos Estados Unidos, porém Brasil pouco explorada. Entre as vantagens do sistema de refrigeração conduzido por motor elétrico trifásico, destacamos:

• Sistema de funcionamento mais equilibrado.

• Redução de picos de corrente e potência.

• Custo de manutenção menor.

• Maior rendimento do motor elétrico trifásico • Não há, nos motores trifásicos, necessidade de utilização de capacitores, chaves

centrifugas(comutação de partida).

• Nível de Ruído menor no motor.

• Menor consumo de energia elétrica. Um dos aspectos que tem gerado resistência principalmente na transferência de uma instalação monofásica para uma trifásica, diz respeito ao custo de modificar a caixa de entrada da instalação ou padrão de entrada. Discutiremos e demonstraremos todos estes aspectos nesta dissertação.

1.2 Objetivo Em um sistema de compressão a vapor, a grandeza determinante do rendimento do sistema é o torque produzido pelo motor elétrico no eixo movido que aciona o compressor. Devido esta condição, pouco importa se o sistema é movido com motor elétrico monofásico, trifásico ou até mesmo um motor a explosão, o que importa, como já dissemos é a rotação do eixo movido ou torque de acionamento. Para esta investigação tomamos o cuidado de garantir o mesmo torque para o sistema e as mesmas condições climáticas na sala de teste tanto para usarmos o motor de indução monofásico como o trifásico. Concentramos nosso estudo em dois objetivos principais a ser investigado, o comportamento termofisico do sistema, e a viabilidade econômica de cada motor. Nos interessa confirmar investigar se realmente ocorre semelhança do ciclo de compressão a vapor para qualquer que for o motor, isto através da análise de parâmetros, tais como, a eficácia, o coeficiente de desempenho, tempo de operação, rendimento do condensador, rendimento do compressor..etc. Em seguida daremos ênfase aos aspectos econômicos e operacionais, objetivando mostrar as vantagens de um sistema para o outro.

1.3 Considerações Preliminares. Sistemas de compressão a vapor são os mais utilizados no processo de refrigeração e ar condicionado, entre os motivos destacamos a confiabilidade e o rendimento. Estes sistemas destinam-se a uma vasta gama em refrigeração e ar condicionado, sistemas de baixa potência como geladeiras, refrigeradores, ar condicionado de residência, média potência em câmaras frigoríficas, selfs e de grande potência como chiller e centrífugas. Este trabalho utilizou um sistema de compressão a vapor com condensação a ar, destinado a sistemas pequenos, neste experimento um bebedouro de água.

1.3 Ciclo padrão (Ideal) de Compressão a Vapor. Na figura 1.3.1 mostra um sistema padrão de refrigeração, contendo compressor, evaporador, válvula de expansão e condensador.

Fig. 1.3.1 Esquema básico de um ciclo de compressão a vapor. . Na figura 1.3.1 temos os diagramas Ph e Ts o sistema padrão de refrigeração clássico, compreendendo os processos:

• (1-2) Compressão adiabática reversível a entropia constante. • (2-3) Condensação, Rejeição de calor a Pressão constante. • (3-4) Expansão irreversível a entalpia constante • (4-1) Evaporação, Ganho a Pressão constante.

Fig.1.3.2 Diagramas ph e Ts de um ciclo de compressão a vapor.

1.3.1 Compressão Adiabática. No ciclo padrão, considera-se que o fluido refrigerante sofra uma compressão isentrópica, isto é um aumento de pressão a entropia constante,. Neste processo a pressão aumenta por compressão interna fazendo a pressão migrar da pressão de vaporização para a pressão de condensação. Conhecendo as pressões e a temperatura de sucção do compressor registra-se o ponto 1, seguindo agora a linha de compressão isentrópica a te cruzar com a linha de pressão de condensação temos o ponto 2 do diagrama ph, que é o ponto de descarga do compressor. O Trabalho executado sobre o vapor refrigerante durante o processo de compressão faz com que a energia do vapor (entalpia) é aumentada de uma quantidade exatamente igual ao trabalho mecânico executado sobre o vapor. Esta energia equivalente do trabalho de compressão é muitas vezes chamada como energia de compressão e é igual a diferença de entalpia entre os pontos (1) e (2).

(1 2) ( 2) ( 1)h h h KJ Kg∆ − = − (1.1) Se considerarmos o regime como permanente e escoamento incompressível (ρ =cte.)

temos uma vazão mássica de fluido refrigerante ao longo do sistema de .

( )m Kg s , teremos a potência de compressão

[ ]21

*hhmPCP −= (1.2)

1.3.2 Rejeição Isotérmica de Calor. O processos (2-3) da figura 1.1 compreende a rejeição de calor a pressão constante, neste sistema o fluido entra em estado superaquecido e a pressão descarga oriunda do compressor. A rejeição de calor se da pela troca de calor nos tubos e aletas em contra corrente com o fluxo de ar que atravessa o condensador semelhante ao radiador nos automóveis.

• Equação da conservação da energia para o ar no condensador: Quando o ar escoa ao longo de uma superfície aquecida (ou resfriada) ocorra uma transferência de calor sensível e latente. Se a temperatura da superfície for distinta da temperatura do ar, haverá remoção de calor sensível. Se a pressão parcial do vapor na corrente de ar for diferente da pressão parcial do ar junto a parede, haverá transferência de massa (vapor d água). Essa transferência de massa determina o fluxo de calor latente necessário para mudança de fase da água: condensação ou evaporação. Dessa forma, se houver condensação do vapor d´ água, calor latente deve ser removido, e ao contrário, se houver evaporação de água, calor latente deve ser fornecido. A figura 1.3.2.1 ostra o balanço de energia para o ar no volume de controle (tubo do condensador + aletas).

VC Fig 12

arm.

Fig 1.3.2.1 Sistema de troca de calor no condensador

0*"* 0

2

2

=+∗

−AK

Pqdxdh

Kvcar

dxTd ρ

(1.3)

q rejeitado

Fluxo de Ar proveniente do ventilador

Tubo

Aletas

1.3.3 Expansão Adiabática. Válvula de estrangulamento ou expansão representa um processo de expansão irreversível a entalpia constante desde o estado líquido saturado até a pressão de evaporação.

[ ].

4 3( ) ( ) ( ) 0Q v e m h h W= − = (1.4)

• Funcionamento:

As válvulas apresentam uma área de troca de calor muito pequena, a relação .

/ mQ é muito pequena quando comparada com outros termos, principalmente com a variação de entalpia específica no evaporador 0⇒∆E . Na realidade, no interior da válvula (orifício) ocorre uma variação considerável de Energia cinética, entretanto se a superfície de controle for traçada bem afastada do orifício, onde a energia a energia cinética já foi dissipada por efeitos viscosos, tal aproximação é razoável. A figura 1.3.3.1 representa um processo de estrangulamento a entalpia constante.

. Fig 1.3.3.1 Processo de Expansão Isoentalpica

Pela 1º lei:

34)34(0.

hhhhm =⇒−×= 4*44)41(4 Xvhlhxh −−=

onde lhelhv

lhehx,,

,34−−

=

Aplicando agora a 2º lei da termodinâmica, processo isoentrópico, Irreversibilidade:

sempressSgemSgemSgemsmsm

,0340,430

..

⟩−=≥→+×−×= . Irreversibilidade

3

4

SC

Irreversível

1.3.4 Recebimento Isotérmico de calor. Evaporador: Ganho de calor a pressão constante, produzindo a evaporação do refrigerante até o estado líquido saturado, é o processo que “rouba” calor do meio.

[ ].

1 4( ) ( ) ( )Q e v m h h W= − , (1.5)

Evaporador Os evaporadores são trocadores de calor onde uma superfície qualquer de transferência de calor no qual um líquido volátil é vaporizado com o objetivo de remover calor de um espaço ou produto. Evaporação. Após passar apela válvula de expansão ou tubo capilar, o fluido refrigerante é admitido no evaporador na forma de mistura líquido vapor (título aproximado de 30 %). Como a pressão do evaporador é baixa, o fluido refrigerante se evapora com uma temperatura baixa. No lado externo encontra-se o produto a ser refrigerado, como a temperatura deste produto é maior do que a do refrigerante, este se evapora. Após todo o refrigerante se evaporar, este sofrerá acréscimo de temperatura até superaquecer. A figura 1.3.4.1 , mostra detalhes geométrico do tipo de evaporador utilizado.

Vista lateral do evaporador.

Fluido ou produto a refrigerar

X, Escoamento de Refrigerante

Fluido Refrigerante X

Parede do Tanque

Fig. 3 Serpentina

Tanque de água

X

Y

A

Fig 1.3.4.1 Vista Lateral, Frontal e de Topo do Evaporador.

1.4 Ciclo Real de Compressão a Vapor. Devido o fato do estudo ser desenvolvido experimentalmente, será dado maior ênfase ao ciclo Real, de compressão de vapor, figura 1.4.1. O ciclo real de compressão a Vapor apresenta algumas diferenças em relação ao ciclo padrão, caracterizando pela ineficiência dos processos evolutivos. As principais razões de diferenças entre o ciclo real e o ciclo padrão de compressão a vapor residem na hipótese que no ciclo padrão a perda de carga no evaporador e no condensador é desprezada, respectivamente no superaquecimento do vapor na aspiração da compressão e no sub-resfriamento do líquido que deixa o condensador. Em virtude do atrito, ocorre uma perda de carga no ciclo real, resultando um trabalho de compressão maior entre os estados 1 e 2. Também, considera-se a compressão no vapor como sendo uma compressão verdadeiramente isentrópica no ciclo padrão o que não ocorre ciclo real, ocorrendo ineficiência. A Figura 1.4.1 mostra as diferenças nos processos básicos de compressão a vapor, onde o processo real é representado pela linha cheia e o processo ideal pela linha tracejada.

1*

2*3*

4*

3

4

2

1

Perdade Carga

Perdade Carga

Ciclo Padrão

Ciclo RealSub-resfriamento

Superaquecimento

Entalpia kJ/Kg

Pre

ssão

MP

a

Fig 1.4.1 Diagrama Real de Compressão a Vapor.

Ri

L Isolante

A

A seguir faremos um breve comentário sobre as ineficiências do ciclo real de compressão a vapor.

1.4.1 Efeito do Superaquecimento do vapor de admissão. No ciclo saturado padrão, considera-se que o vapor de admissão alcança a entrada do compressor como um vapor saturado à pressão e temperatura de vaporização. Na prática isto raramente é verdadeiro. Depois que o liquido refrigerante tiver vaporizado completamente no evaporador, este continuará geralmente a absorver calor e deste modo tornará superaquecido. Como no ciclo padrão a queda de pressão no evaporador é desprezada, deve-se considerar que a pressão de vapor na admissão permaneça constante durante o superaquecimento, isto é, a pressão na entrada do compressor ainda é a mesma da pressão de evaporação. Sendo assim, o ponto 1´ do gráfico pode ser localizado no diagrama ph seguindo uma linha de pressão não constante. O ponto 2´ é determinado seguindo uma linha não a isentrópica cruzando com a pressão de condensação. O calor de compressão para o ciclo de superaquecimento (real) é maior que aquele no ciclo saturado (padrão), pois:

⎟⎠⎞⎜

⎝⎛−=∆ − kgkJhhh )12( ´

21´ ´´ (1.6)

⎟⎠⎞⎜

⎝⎛−=∆ − kgkJhhh )12(21 (1.7)

2121´ ´´

−− ∆∆ hh f (1.8) Para as mesmas pressão e temperatura de condensação, a temperatura do vapor de exaustão que deixa o compressor, é consideravelmente mais elevada no ciclo superaquecido que no ciclo saturado.

)(º´1

´2 CTT f (1.9)

A quantidade de calor maior deve ser rejeitada no condensador no ciclo superaquecido do que no ciclo saturado. Isto ocorre em função do calor adicional absorvido pelo vapor superaquecido e por causa do pequeno aumento do calor de compressão por libra. 3

´2´3´2 hhh −=∆ − (1.10)

Para o ciclo saturado o calor rejeitado por kJ é:

3232 hhh −=∆ − (1.11)

É importante observarmos que o calor adicional rejeitado no condensador, no ciclo superaquecido é somente calor sensível. A quantidade de calor latente é a mesma em ambos os ciclos. Isto significa que no ciclo superaquecido uma quantidade maior de calor sensível deve ser cedida ao agente de condensação antes do início da condensação e uma porção maior do condensador deverá ser usada no resfriamento do vapor de exaustão para a sua temperatura de saturação, Trecho 2-2`. Considerando que a pressão do vapor de admissão permaneça constante durante o superaquecimento, o volume de vapor aumenta com a temperatura, aproximadamente de

acordo com a lei de Charles cteTP= , Portanto, o volume específico do vapor

superaquecido será sempre maior que o do vapor saturado a mesma pressão. Isto significa que para cada kJ de refrigerante circulando o compressor deve comprimir um volume maior de vapor se este é superaquecido em vês de saturado. 1.4.2 Efeito das perdas de pressão resultantes do atrito. Vencendo o atrito, tanto o interno (dentro do fluido) como o externo como o externo (superficial) o refrigerante sofre queda de pressão escoando através da tubulação, evaporador, condensador, filtros, reservatórios...etc No ciclo real da Figura 1.6, verifica-se que perda de pressão que ocorre em várias partes do sistema. A Linha 4-1 representa o processo de vaporização no evaporador durante o qual o refrigerante sofre uma queda de pressão EVCD PPP −=∆ −14 Enquanto que a pressão e a temperatura de saturação da mistura líquido vapor na entrada do evaporador são 44 ,TP , respectivamente a pressão e temperatura do vapor saturado que deixa o evaporador é

11 ,TP . Como resultado da queda de pressão no evaporador, o vapor sai com a pressão e temperaturas menores que na admissão no evaporador, resultando pressões e temperaturas de saturação mais baixas e com o volume específico maior do que se não houvesse queda de pressão. Como resultado, a compressão volumétrica empregada no compressor, devido ao aumento do volume específico, é maior. Outra queda de pressão interessante localiza-se na sucção do compressor, através das válvulas de passagem dentro do compressor no cilindro. O resultado da queda de pressão através das válvulas e passagens no lado de admissão do compressor é o mesmo que se a queda ocorresse na linha de sucção, e o efeito sobre a eficiência do ciclo é igual. A linha 1´- 1´´ representa a queda de pressão sofrida pelo vapor de sucção fluindo através da linha de sucção do evaporador para a entrada do compressor. Tal como a queda de pressão no evaporador, a queda de pressão na linha de sucção permite que o vapor alcance no compressor uma pressão mais baixa, de modo a contribuir também pelo aumento da taxa de compressão a ser exigida no compressor. A linha 1´´-2´´ representa o processo de compressão para o ciclo real com queda de pressão. Observamos que o vapor no cilindro é comprimido a uma pressão acima da pressão de condensação. A linha 2´´- 2´ representa a queda na pressão requerida para forçar a abertura das válvulas de escape contra a carga da mola e para forçar o vapor a sair através das válvulas de escape. A linha 2´- 3 representa a queda de pressão do fluido refrigerante no condensador, notamos que a 32 PP > . Esta diferença é proporcional ao tamanho do condensador. A linha 3 - 3´ representa a queda de pressão através do cilindro de líquido e o filtro, localizados logo após o condensador. Notemos que este conjunto, cilindro e filtro apresenta uma queda de pressão como se fosse um pequeno trecho de tubo capilar. De modo que a pressão no ponto 3 é um liquido saturado, a temperatura do líquido deve diminuir quando a pressão diminui. Se o liquido não é sub-resfriado e cede calor para uma fonte conforme a pressão cai, uma porção de liquido deve evaporar na linha de líquido. Observamos que o ponto 3´ esta situado na região de mudança de fase, comprometendo o trabalho na válvula de expansão a seguir.

Capítulo 2 – Revisão Bibliográfica. A economia de energia elétrica em sistemas de compressão a vapor tem sido primordial para a refrigeração e ar condicionado. No passado a industria de refrigeração deu pouca importância a questões econômicas destes sistemas, priorizando apenas a conservação do alimento, resfriamento de água, resfriamento do ambiente... O aumento Global do custo da energia elétrica foi o fator que desencadeou uma serie de desafios aos engenheiros quanto á economia aliada ao bom desempenho. Segue um breve comentário sobre alguns estudos visando economia de energia elétrica sem comprometer ou comprometendo muito pouco o desempenho do sistema. Entre algumas desafios destacamos estudos sobre inversores de freqüência operando com algoritmos substituindo os ultrapassados sistemas de acionamento por termostatos (on-off) em outras palavras o controle de velocidade e freqüência dos motores, o efeito do regime transiente no ciclo de refrigeração, um estudo sobre a variação do consumo de energia elétrica em função do tipo de refrigerador e condições de uso, otimização em sistemas térmicos e finalmente um estudo sobre a melhoria artificial das condições climáticas para condensadores. No item 2.6 uma breve revisão bibliográfica de fornecimento de energia elétrica.

2.1 Sistemas de inversores de freqüência. Estes sistemas são uma alternativa aos sistemas clássicos on-off de termostatos. Seu objetivo principal é a redução do numero de partidas do compressor, evitando assim, excessos de picos de correntes e potências Os inversores de freqüência promovem variações de velocidade controladas eletronicamente por meio de algorítimos.

. , . , . Re *""

a b aC Aprea R Mastrullo C nno Fuzzy control of the speed inrefrigeration plant

Implementaram um sistema de controle de freqüência em um sistema experimental de resfriamento de líquido para ar condicionado (chiller) e aquecimento (bomba de calor) em um sistema de controle denominado Fuzzy Control no qual a velocidade de funcionamento das bombas de água e do compressor foram reguladas por meio de um inversor PWM. Os testes variam a velocidade das bombas de água gelada, quando o sistema operou como ar condicionado – chiller – ou variando a velocidade de bombeamento de água quente quando o sistema operou como aquecimento ou bomba de calor. A temperatura externa do ar mantida em torno de 22ºC. Cada teste foi conduzido por trinta horas. Como resultado, a primeira adequação de economia no consumo verificou-se quando o compressor trabalhava em freqüência menores que 50 Hz (freqüência da Itália), para sistema bomba de calor. O objetivo foi “encontrar” a freqüência ótima para uma carga de aquecimento pré-definida e é claro utilizar esta freqüência ótima para obter o máximo de economia de energia no motor do compressor. Neste teste em particular, o set point foi determinado para água aquecida a 35 e 40ºC respectivamente. Para o teste com set-point de 40ºC foi observado que com uma freqüência de 35 Hz, foi possível alcançar a carga de aquecimento, enquanto com o set-point em 35º o compressor alcançou esta carga térmica com freqüência de 25 Hz. Para o ajuste da água a 35º C e freqüência de 25 Hz o sistema registrou consumo de 16,5 kW/h, Quando a água quente ajustada em 40ºC e 30Hz o consumo de energia registrado foi de 25 kW/h. No sistema clássico on-off (termostato) a freqüência de 50 Hz o consumo de energia foi de 49

kW/h para ajuste da água quente em 40ºC, e para 42 Kw/h quando a água foi ajustada em 35ºC. Para testar o limite inferior, quando o inversor ajustou o motor para trabalhar em 15 Hz, não foi possível o sistema atingir a carga térmica necessária. Como conclusão o teste mostrou que, sobre todos os aspectos, variando a velocidade do compressor é possível atingir uma boa economia de energia, considerando também que o coeficiente de transferência de calor é praticamente constante, foi possível observar que a diferença de temperatura nos trocadores de calor diminuíram e a pressão de evaporação aumentou, enquanto que a pressão de condensação diminuiu. Considerações similares foram alcançadas quando a planta de refrigeração operou como um sistema de ar condicionado controlado pelo inversor de freqüência. Foi observado que os picos de maior temperatura aconteceram as maiores freqüência quando o set-point da temperatura da água foi ajustado para 11ºC , com oscilação de temperatura na faixa de 1º C± , que é um valor aceitável, uma vez que em sistemas operando com termostato este é o valor de oscilação é o padrão. Comparando agora o consumo de energia entre o sistema clássico por termostato e o sistema controlado por inversor de freqüência.Comparando as figuras 2.1.1 e 2.1.2 nota-se que o consumo de energia cai quando aumentamos o ajuste de temperatura (set-point) mantendo a carga de resfriamento constante.

Figura 2.1.1 Consumo de energia em chiller ,set-point 7 e 11ºC.

Figura 2.1.2 .Consumo de energia em chiller para set-point 15ºC Observando agora sobre o prisma de variação de vazão, nota-se que o consumo de energia diminui para velocidades maiores de bombeamento de água. Isto acontece porque aumentando a velocidade da água o coeficiente de transferência de calor é proporcional a este aumento, gerando ganho na eficiência de refrigeração. Os testes mostraram que o consumo de energia caíram em 20% do sistema com termostato para um sistema com inversor de freqüência. A principal dificuldade para os sistemas com inversor de freqüência é ajustar corretamente um algoritmo de controle que responda com fidelidade aos parâmetros termofisicos.

.aletAprea estudaram também o controle da capacidade dos compressores por meio de inversores de freqüência. Comparando o sistema de controle de retirado de compressores de operação (on-off), chegaram a reduções no consumo de energia de até 12 % quando o sistema de operação requeria 60% de capacidade. Quando a capacidade necessária era em torno de 90 %, a redução do consumo foi de apenas 4%. Para sistemas com grande variação de carga térmica o controle por inversores de freqüência mostrou-se aplicável.

2.2 Efeito do regime transiente no consumo elétrico.

2005"

",..,.,. ,*

AbriilionsrefrigerathouseholdinscompressoringreciprocatofsticcharacteriTransientRazaviModarresRMKhastooBPorkhialS baa

Realizaram um estudo do consumo de energia associado a refrigeradores domésticos, precisamente em compressores recíprocos. O estudo estimou o comportamento em regime transiente destes compressores como um fenômeno vital para a redução no consumo de energia e melhora no desempenho geral dos refrigeradores. Baseado em análises experimentais, equações governantes e o comportamento do regime transiente

foram desenvolvidos em um programa, que apresentou boa concordância com os resultados experimentais em diferentes condições. As análises mostraram que o compressor consumiu mais energia quando estava operando em regime transiente quando comparado quando este já estava operando regime permanente, no entanto encurtando o período de transiente, escalonando estes períodos, obteve-se um menor consumo de energia. Os fatores transientes envolvidos no desempenho do compressor foram a pressão e temperatura na entrada e saída, distribuição de temperatura dentro do compressor, tensão, corrente, e potência elétrica dos compressores, eficiência volumétrica e eficiência eletromotora. A simulação numérica baseia-se no princípio do funcionamento do sistema, quando o compressor está em regime transiente. O experimento consistir em instalar o refrigerador em uma sala com temperatura interna artificialmente mantida em 43º (chamada de sala quente). Pressões e temperaturas em função do tempo foram medidas dentro de diversos pontos do compressor, em seguidas gravadas no computador, bem como a tensão, a corrente, o fator de potência e potência do compressor. Os resultados mostraram que o tempo médio de duração do regime transiente no refrigerador foi de 2 h, região onde tivemos os maior consumo de energia elétrica, isto se explica pelo fato de ser esse o tempo de remoção da carga térmica. Foi concluído no experimento, além do maior regime transiente, que simulações numéricas de regimes transientes em compressores podem alcançar boa concordância com resultados experimentais.

2.3 Analise do consumo de energia elétrica de refrigeradores domésticos sobre as condições de uso e tipo de refrigerador.

, ,Onrawee Laguerre Evelyne Derens Bernard Palagos “Study of domestic refrigerator temperature and analysis of factors affecting temperature: a French survey”. Maio de 2001. Realizaram um estudo em refrigeradores domésticos entre Abril e Junho de 1999 (verão Francês). Seu estudo consistiu em gravar as temperaturas três pontos do refrigerador: em cima (refrigerador) no meio (geladeira) e no fundo (compartimento de verdura e frutas). Um questionário foi elaborado juntos aos lares pesquisados, sobre as características da família( Profissão, renda, numero de membros e idade da família) , características do refrigerador ( tipo, modelo, altura do refrigerador, temperatura de ajuste e temperatura de congelamento, refrigeração por meio de convecção natural ou forçada) e condições de uso ( proximidade de fontes quentes, equipamento localizado no interior da casa ou não, freqüência de abertura de portas por dia). A pesquisa foi elaborada em 143 lares franceses no Verão de 1999, destes apenas 119 foram validados, uma vês que os demais não puderam ser aproveitados podem variados tipos de problemas. Um dispositivo para registro de valores foi instalado em cada refrigerador , programado para coletar os valores a cada 8 minutos, registrando os valores em um prazo de 7 dias seguidos. Foi concluído que 70 % das famílias ajustam o termostato na posição “pouco frio” (portanto menos que 50% no nível máximo). Isto pode ser em função do consumo de energia ou mesmo do ajuste preferido para armazenar alimentos. 26 % das temperaturas dos refrigeradores estudados estavam acima de 8ºC, que é a temperatura regulamentada pelo setor de alimentos da França. A diferença de temperaturas durante a semana e finais de semana não é significativa.

Quando a analisada a Temperatura sem distinguir o tipo de refrigerador, foi observado que a diferença entre as temperaturas médias nos topos, meios, e fundo não foram significativas. O estudo mostra a combinação de condições de uso (ajuste de temperatura, freqüência de abertura de portas, fontes quentes e dentro dos prédios) mostram ser o fator de maior impacto na temperatura no interior dos refrigeradores. Fatores como a carga de alimentos dentro do refrigerador, a posição dos alimentos em seu interior também foram pesquisados.

2.4 Otimização de Sistemas Térmicos. O método discutido aborda a otimização de equipamentos e componentes por meio de funções objetivo e restrições. madiMalekmohamRHSanayeS ..,*. “Thermal and economical optimization of air conditioning units with vapor compression refrigeration system”, Fevereiro de 2004. Em um sistema básico de ar condicionado composto por compressor, condensador, evaporador, e ventiladores centrífugos e radiais. As variáveis postas em jogo foram a Temperatura do Condensador e do Evaporador, a área superficial de aquecimento (área da superfície frontal e o numero de tubos), e a potência do ventilador centrífugo e do radial. Para estudar o desempenho destes sistemas sobre diversas condições, e implementar o sistema de otimização, um programa de simulação incluindo parâmetros térmicos e geométricos foi desenvolvido. A função objetivo de otimização foi o custo total por unidade de carga de resfriamento do sistema incluindo o capital investido para os componentes e o custo do consumo de energia elétrica. Para encontrar os parâmetros de projetos do sistema, a função objetivo foi minimizada pelo método dos multiplicadores de Lagranje. Foram estudados os efeitos da mudança de carga térmica sobre os parâmetros de otimização.

• Função Objetivo: A função objetivo contém o capital investido e o custo de eletricidade por unidade de carga térmica no ciclo de vida do sistema

e year

F PVTECCQ H

= (2.4.1)

onde ECC é o custo equivalente de refrigeração medido em ( )$ kWh e F é o fator de anuidade expresso por:

1 (1 ) k

iFi −=

− + (2.4.2)

i e K são indexadores respectivamente taxa de juros (ou inflação) e o numero de anos. PVT é o valor presente do custo total, Qe e H,year respectivamente a capacidade de refrigeração e a numero de horas de operação por ano. PVT contem os custos de investimento e de eletricidade.

PVT PVC PVE= + (2.4.3)

onde PVC é o valor presente de capital ou o custo de investimento enquanto PVE é o valor presente do custo de eletricidade. PVC, que é o custo do capital, inclui o custo do compressor, evaporador, condensador, ventiladores e a soma de investimento de outros itens como as válvulas de expansão, refrigerante, tubos de conecção e estrutura do sistema, então

comp evap cond ventiladores outrosPVc PVC PVC PVC PVC PVC= + + + + (2.4.4) Para uma faixa específica de capacidade de refrigeração no qual foi selecionado o compressor e o ventilador, apenas o PVC muda conforme as variações da área de transferência de calor. O custo da área de transferência de calor inclui a área de superfície do evaporador e do condensador feito com tubos aletados e é dado por

,

,

Evap coil e fr e

cond coil c fr c

PVC C N A

PVC C N A

=

= (2.4.5)

Onde Ccoil é o custo de investimento por unidade de área por um fileira de tubos, Ne e Nc são o numero de fileiras no evaporador e condesador respectivamente, enquanto Afr,e, Afr,c são as área frontais. O custo anual de energia elétrica aumenta não uniformemente em cada ano devido a impostos e inflação. Alem do mais, PVE é o valor presente do custo do ciclo de vida do sistema, dado por:

( )0 11

1

k

el

iCPVEi g gel

⎡ ⎤+= −⎢ ⎥

− +⎢ ⎥⎣ ⎦ (2.4.6)

Onde Co é o custo total de eletricidade no primeiro ano de operação. i é a taxa de juro g, el é a taxa de inflação no custo de eletricidade k é o numero de anos de operação. O Valor de Co é estimado baseado no preço de eletricidade por um ano de kWh. Portanto o custo operacional anual é:

*

O el year tC C H W= (2.4.7) Cel é o preço de eletricidade por ano em k Wh, Hyear é o numero anual de horas de

operação, e *

tCW é o consumo total do sistema Então o valor presente pode ser

*11

1

ktel Year

el el

C H W iPVT PVCi g g

⎡ ⎤⎛ ⎞+⎢ ⎥= + −⎜ ⎟− +⎢ ⎥⎝ ⎠⎣ ⎦

(2.4.8)

• Equações restritivas. Para obter os parâmetros de otimização do projeto, precisamos encontrar os valores da função objetivo satisfazendo a equação de restrição. Equações de restrições físicas e termodinâmicas são discutidos nesta secção. O consumo de energia do sistema pode ser expresso por,:

* * * *

*

*

*

*

comp cf aft

t

comp

cf

af

W W W W

W a potencia total

W consumo do compressor

W consumo do ventilador centrifugo

W consumo do ventilador axial

= + +

(2.4.9)

estudo utilizando o método dos multiplicadores de Lagrange para um sistema de 10 equações restritivas e 13 variáveis, portanto sistema com 3 graus de liberdade obteve os seguintes resultados. Especificações:

Tab. 2.4.1 Especificações dos sistemas

Tab 2.4.2 Constantes, valores;

Tab 2.4.2 Resultados, pontos de ótimo.

2.5 Melhoria artificial das condições climáticas para condensadores.

2004,"sup".

PRPUCermercadosparaãorefrigeraçsistemaumemenergiadeconsumodoreduçãoaparaTécnicasAnálisesFernadoSMarchioro

− Em dissertação para título de mestre, o autor propôs um estudo de um novo conceito de instalação para sistemas frigoríficos de supermercados para um melhor desempenho energético, reduzindo o consumo de energia elétrica. Para este objetivo, o autor propôs uma combinação de técnicas já conhecidas como o bombeamento e líquido refrigerante e o pré-resfriamento evaporativo instalados em conjunto ao sistema de condensação. Esta combinação permite que o sistema de refrigeração opere um maior tempo com baixas pressões de condensação, incrementando assim seu desempenho. No pré-bombeamento de líquido refrigerante, o sistema de bombeamento de líquido refrigerante opera com os evaporadores “secos”, trabalhando com um sistema de expansão direta normal. A função da bomba hidráulica, neste caso, é de garantir o diferencial de pressão necessário para que as válvulas de expansão operem em sua capacidade normal, vencendo as perdas de carga da tubulação e outros acessórios tais como filtros e válvulas. Garantindo-se que o diferencial de pressão entre a entrada e a saída da válvula será nominal calculado pode-se alterar a lógica de funcionamento de controle de pressão de condensação do sistema de refrigeração, de maneira a garantir que os compressores, ao longo de todo dia, possam trabalhar com menor pressão de condensação possível, pois não mais a pressão de condensação será limitada em uma faixa de trabalho, ela variará conforme a variação da temperatura ambiente.

Um sistema de resfriamento evaporativo foi instalado dentro da casa de máquina dos condensadores das câmaras frigoríficas e balcões expositores, consiste em diminuir a temperatura interna da casa de máquina, esta técnica porem, depende intrinsecamente da umidade relativa do ar, pois quanto menor a umidade maior, adicionando água maior será o efeito de evaporação. O estudo apontou um potencial de redução de consumo de energia de 16,9%, e um prazo de retorno de investimento inicial inferior a dois anos.

2.6 Fornecimento em Tensão Secundária. A modalidade de fornecimento de energia elétrica depende da concessionária que irá suprir o consumidor. Neste texto são apresentados os critérios da concessionária ELETROPAULO, que é o tipo de tensão qua a bancada esta sujeita.

2.6.1 Critérios da Eletropaulo. Para fornecimento em baixa tensão há três modalidades de fornecimento, conforme o numero de fases de fios:

• Modalidade a: uma fase e neutro (2 fios) monofásico. • Modalidade b: duas fases e neutro, quando existir (2 ou 3 fios), bifásico. • Modalidade c: três fases e neutro, quando existir (3 ou 4 fios), trifásico.

Nas três modalidades, o termo neutro deve ser entendido como a designação do condutor de mesmo potencial que a Terra. Os limites de potência instalada para a distribuição de aérea do tipo residencial (categoria I) são:

• Modalidade a: até 4 kW (desde que não haja na instalação chuveiro ou torneira elétrica).

• Modalidade b: sistema delta com neutro até 75 kW e sistema estrela com ou sem neutro até 20 kW , podendo ser ligados a instalações de motores até 15cv.

• Modalidade c: até 75 kW, sendo o mínimo a ligar em motores e aparelhos trifásicos igual a 1 cv.

Nota: Nas edificações com finalidade residencial ou comercial, com mais de um consumidor, o fornecimento será efetuado sempre em baixa tensão, não havendo limite superior quanto a potencia instalada. Para qualquer finalidade, quando a potência instalada ultrapassar, individualmente, o limite de 75 kW (100 cv), estabelecido nas categorias I e II, a ligação será em tensão primária. Em zona subterrânea o fornecimento será sempre em baixa tensão. De acordo com a modalidade os limites de fornecimento para as categorias I e II são:

• Modalidade a: 4 Kw; • Modalidade b: 20 kW, • Modalidade c: sem limite de potência instalada.

2.6.2 Custo de Energia Elétrica. O custo de energia elétrica consumida depende do fornecimento, se secundária ou primária.

a) Em tensão secundária Em tensão secundária o custo de energia se resume a uma faixa por kWh consumido e o imposto, que também é baseado no consumo além da taxa fixa de iluminação pública. Resumindo têm-se:

• Consumo de energia. • Imposto único. • Taxa de Iluminação Pública.

b) Tensão Primária.

O custo de energia, quando o fornecimento é feito em tensões primárias, é dividido em três partes. A primeira parte representa o compromisso entre a concessionária e o consumidor de potência disponível para a utilização. A segunda parte representa a energia utilizada pelo consumidor. A primeira parte é necessária porque, para entregar uma determinada potência ao consumidor, a concessionária necessita fazer investimentos em termos de geração e transmissão desta potência. Portanto uma potência utilizada a mais ou a menos pelo consumidor representa prejuízo e perturbação no planejamento da concessionária que será paga pelo consumidor mediante contrato de demanda. Por definição, demanda de potência faturável é a maior potência média em intervalo de 15 minutos registrada no período. Para efeito de faturamento, é cobrado o maior valor entre demanda registrada ou a contratada, ou 85% do maior verificada nos onze meses anteriores. Este valor fica registrado no próprio medidor de quilowatt-hora colocado na entrada de energia. O registro é feito através de um cursor independente que é arrastado pelo cursor móvel de medida de demanda. O cursor móvel faz o registro de demanda de 15 em 15 minutos comandado por dispositivo de tempo. O medidor de demanda nada mais é que um medidor de quilowatt-hora cujo valor acumulado, dividido pelo intervalo de tempo, dá a potência média que é a demanda.

[ ][ ]

[ ]

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡=∴

==

==

hkWh

TED

HoraTtempodeIntervalokWhEIntervalonoConsumidaEnergia

kWDDemandamédiaPotência

, (2.6.1)

2.7 Consumo de Energia em Instalações Elétricas Monofásicas e Trifásicas. Em uma típica instalação Elétrica Monofásica e uma instalação elétrica Trifásica.

• Instalações Monofásicas Fase Fase 127 V Neutro 220 V Alimentação Monofásica Instalação monofásica com Fase-Neutro Fase 127 V Fase (R) Fase 220 V Fase (S) Fase 380 V Fase (T) Neutro Alimentação Elétrica Trifásica Alimentação Elétrica Trifásica Fase – Fase-Fase Fase-Fase-Fase- Neuto

Fig.2.7.1 Alimentação Elétrica No experimento com motor elétrico Monofásico cujos dados de placa,

127 V

1 ( 0 , 3 7 0 )2

6 0

c v k W

H z

Para o sistema alimentado com fase e Neutro

c o s

c o s

P V IPI

V

ϕ η

ϕ η

=

=

pela tabela __ temos

2 2 0 .c o s 0 , 6 7

5 , 40 , 4 6 8

F N

M o to r

P a r a T e n s ã o d e V

I Aϕ

η

==

=

Capítulo 3 – Procedimentos Experimentais. Assuntos abordados no capítulo: Bancada experimental utilizada para este estudo, subdividido este tópico em aparelhos de medição e aparelhos de operacionais, os princípios básicos de funcionamento, como operam e a unidade da grandeza medida. A Metodologia adotada nos testes, tal como a escolha do curso de abertura da válvula de expansão, a posição do corte do relógio comparador do termostato, os locais onde estão localizados os aparelhos de medição, o método de aquisição de valores e os cuidados externos para efetuar o experimento. Os Cálculos experimentais para o sistema funcionando com motor trifásico ou monofásico.

3.1 Bancada Experimental. Dividimos a bancada experimental (fig 3.1.1 e foto 3.1.1) em três tipos de operação: Controle de ambiente, Equipamentos de medição e Equipamentos do processo de compressão a vapor e bancada elétrica.

LinhaTrifásica

TERMOSTATO

CONTATORASFUSÍVEISINTERRUPTORES

BULBO

VALVULADE EXPANSÃO

EVAPORADOR

COMPRESSOR

MOTORELÉTRICO

WATTIMETRO

FILTRO SECADOR

RES

ER

VAT

ÓR

IO

DE

LÍQ

UID

OC

ON

DE

NS

ADO

R

R S T

Fig. 3.1.1 Bancada Experimental

Foto 3.1.1 Bancada Experimental, Visão geral Aspectos Gerais. Para o experimento, os motores são dotados dos mesmos valores nominais de potência e rotação de acionamento no eixo do compressor, uma vez que o sistema é o mesmo, e que operem sobre as mesmas condições climáticas e de carga térmica. Para registrarmos resultados confiáveis, foi necessário o controle de temperatura no interior da sala de teste, uma pequena sala com dimensões 3,5 m x 3,5 dotada de um aparelho condicionador de ar de janela Cônsul de 10000 Btu/h foi escolhida. A temperatura é controlada no aparelho no intervalo de Cº224 ± e umidade próxima a 60 %. Este controle foi necessário, pois a estabilidade das condições ambientais é fundamental para posteriores comparações entre os ensaios, principalmente no que diz respeito ao trabalho do condensador.

VALVULADE EXPANSÃO

FILT

RO

S

ECAD

OR

RES

ERVA

TÓR

IO

DE

LÍQ

UID

O

EVAPORADOR

COMPRESSOR

CONDENSADOR

4* 4

1

1* 2

2*

3*3

Fig 3.1.2 Dispositivos de compressão a vapor.

3.1.1 Equipamentos de medição. São os equipamentos de leitura, que permitem a aquisição de valores, são eles: Termopares, Termômetros, Manômetros, Multi-teste (Amperímetro e voltímetro), Medidor de potência (Wattímetro), Tacômetro de infra vermelho, Anemômetro digital.

3.1.1.1 Termopares . Consiste de dois fios condutores de eletricidade, por exemplo, o cobre e uma liga de cobre-níquel chamada constantan, que quando unidos em uma de suas extremidades geram uma tensão elétrica que pode ser medida na outra extremidade, se existir diferença de temperatura entre elas. Como a diferença de potencial é proporcional à diferença de temperatura entre suas junções, este princípio, denominado efeito Seebeck em homenagem ao cientista que o descreveu, é amplamente utilizado para medir temperatura na indústria, em muitos tipos de máquinas e equipamentos.

Fig. 3.1.1.1.1 Sistema de medição de temperatura.

O Termopar não pode medir diretamente a temperatura, mas sim a diferença de temperatura entre dois corpos. Necessita-se então conhecer uma das temperaturas, chamada junção de referencia (ou junta fria). A junta fria utilizada na bancada experimental é a de banho de gelo fundente (garrafa térmica com gelo).A foto 3.1.2 acima ilustra um típico sistema de utilização de aquisição de medidas utilizando termopares. .

Foto 3.1.2 .Sistema de medição de temperatura

Na bancada foram instalados sete termopares obedecendo a seguinte disposição. Termopar 1: Localização: Saída do evaporador, imediatamente na sucção do compressor, instalado em contato com tubo de cobre. Objetivo: Medir temperatura do superaquecimento do líquido refrigerante. Termopar 2: Localização: Antes da válvula de expansão. Objetivo: Medir temperatura do líquido refrigerante na entrada da válvula de expansão. Termopar 3: Localização: exposto ao ambiente Objetivo: Acompanhar temperatura ambiente da sala. Termopar 4: Localização: Dentro do tanque de água. Objetivo: Acompanhar a evolução da queda da temperatura da água. Termopar 5: saída do condensador; Objetivo: Temperatura de condensação. Termopar 6: Descarga do compressor. Objetivo: Temperatura de saída da compressão. Termopar 10: Após válvula de expansão. Objetivo: acompanhar a queda de temperatura na expansão isoentalpica.

3.1.1.2 Termômetro de Mercúrio. O termômetro de mercúrio, foto 3.3 utilizado na bancada experimental tem escala de 1 a -1 ºC, graduação de 0,01 ºC .

Foto 3.1.3 Junta Fria Este equipamento tem por objetivo medir o zero padrão da junta fria (garrafa térmica).

Notas de incerteza, Apêndice A.

3.1.1.3 Manômetro O manômetro utilizado é do tipo Bourdon é construído com um tubo de secção transversal elíptica, curvado de tal forma que uma das extremidades está conectada à fonte de pressão e a outra ao ponteiro indicador de pressão. O fluído que exerce a pressão enche o tubo (Haste) A pressão aplicada no anel externo é maior que no anel interno (a área é superior à do anel interno), fazendo com que o tubo se expanda para fora. Este movimento é transmitido ao ponteiro indicador de pressão. Na foto 3.1.4manômetros de alta pressão (cor azul) destinado a medir a pressão de descarga do compressor e o manômetro de baixa pressão (pressão) para medir a fase de sucção do compressor.

Foto 3.1.4 Manômetro de descarga e de sucção.

3.1.1.4 Medidor de Potência ou Wattímetro. Instrumento instalado para medidor de potência elétrica. Trata-se de um instrumento tipo eletrodinamômetro. Consiste de um instrumento montado com espiras fixas e variáveis. A bobina fixa que é associada a medição de corrente esta ligada em série com o circuito de carga, enquanto que a bobina móvel que é associada a medição de tensão esta ligada em paralelo com o circuito de carga. Para a bancada, quando esta operou com motor de indução trifásico dói utilizado um Wattímetro analógico de medição trifásica, para operação com motor monofásico wattímetro de digital monofásico.

Foto 3.1.5 Wattímetro para rede trifásica.

Foto 3.1.6 Wattímetro para rede monofásica.

3.1.1.5 Multímetro. Aparelho fabricado pela Minipa, modelo ET-2700, utilizado para medir a diferença de potencia DDP das temperaturas de cada termopar. Escala em 200 mV. Grau de incremento 10 mV.

Foto 3.1.7 Multímetro

3.1.1.6 Garrafa Térmica (junta fria). Garrafa térmica doméstica(Foto 3.6), fabricante Invicta. Este sistema consiste da garrafa (com água e gelo dentro), termômetro de mercúrio e cabos elétricos embutidos na garrafa térmica, foto 3.1.8 Este sistema tem por objetivo de manter a temperatura zero padrão, e enviar este sinal em mV para a multímetro..

Foto 3.1.8 Garrafa Térmica

Foto 3.1.9 Junta fria

3.1.1.7 Chave Seletora de Canais. Chave seletora de canais S&E SELETORA 20, foto 3.1.1.9, dispositivo utilizado para selecionar o termopar e emitir seu sinal a aparelho multímetro.

Foto 3.1.10 Chave Seletora de Canais

3.1.1.8 Tacômetro. Tacômetro ótico com mira a laser Modelo TD-713 com display de cristal líquido. Este equipamento destina-se a medir a rotação do eixo do motor e movido, da polia motora e da polia movida do compressor. Para operar este equipamento foi necessário colar em cada um dos corpos girantes uma fita adesiva (quadrado de 1 cm) prateada causando uma área reflexiva para receber o feixe de laser.

f oto 3.1.11 Tacômetro

3.1.1.9 Termo Anemômetro. Anemômetro digital dotado de ventuinha e display de cristal líquido, destinado a medir a velocidade do ar na pá do ventilador do condensador.

Foto 3.1.12 Termo Anemômetro

3.1.1.10 Termostato. Termostato analógico fabricado pela RobertShaw, foto 3.1.13, tem por função interromper o funcionamento do sistema frigorífico, quando este atingir a temperatura pré-determinada no produto e de não deixar que a temperatura varie indefinidamente. Utilizamos um Termostato próprio para Bebedouros. Consiste de um painel mecânico onde a escala de ajuste varia de 1 a 7 e um condutor termoelétrico com bulbo imerso no tanque de água do evaporador. Fotos 3.12

.

Foto 3.1.13 Termostato Analógico

Foto 3.1.14 Bulbo do Termostato Imerso na água.

3.1.2 Equipamentos do Sistema de Compressão a Vapor. São citados agora equipamentos que realizam o processo termofísico de compressão a vapor.

3.1.2.1 Evaporador. Consiste de um tanque de água circundado por serpentinas conforme foto 3.1.2.1.1

Foto 3.1.15 Evaporador, detalhes da serpentina.

Foto 3.1.16 Evaporador, vista lateral.

Detalhes Geométricos do Evaporador. Constituído um caixa de chapa de aço galvanizado, com as seguintes dimensões 0,6 m de altura, 0, 5 lateral, 0,5 comprimento, totalizando um volume máximo de 150 litros. Trocador de calor: Tubulação de cobre 20 m de comprimento, instalado em forma de

espiral, com diâmetro externo de ´´165 .polegada, provendo área de contato direta com o

produto próxima de 25,0 m .

3.1.2.2 Condensador.

Foto 3.1.17 Condensador. Utilizado condensador a ar, razões:

• Não tomam espaço, tamanho reduzido; • Oferecem bom rendimento trabalhando apenas com convecção natural, porém

nesta bancada instalamos um ventilador a fim de obtermos maior rendimento por meio de convecção forçada.

• Equipamento largamente utilizado em refrigeração comercial e doméstica devido ao baixo custo.

Os condensadores a ar usam o ar ambiente para a retirada de calor necessário à condensação dos fluidos frigoríficos. Estes condensadores são utilizados unicamente em pequenas unidades de refrigeração, como refrigeradores domésticos e comerciais, pequenas câmaras frigoríficas, aparelhos de ar condicionado com capacidade inferior a 10 TR´s. O fato de serem utilizados apenas em pequenas instalações frigoríficas se deve ao baixo coeficiente de transmissão de calor de uma superfície para o ar, mesmo em convecção forçada. Os condensadores a ar podem ser elaborados em forma de serpentina de tubos lisos com aletas, semelhante a radiadores automotivos. Características geométricas: 20 passes de tubo de 5/8 “., espaçamento entre tubos de 1 cm. Área Frontal de transferência de calor de mXm 275,0295,0081125,0 2 → 80 aletas retangulares.

3.1.2.3 Sistemas de transmissão de torque.

Fig. 3.1.4 Transmissão e torque O sistema de transmissão de torque se da por polias e correias (A-27, Goodyer) com as dimensões: Diâmetro da polia Motora (Motor) = 80 mm Diâmetro da polia Movida (Compressor) = 200 mm

• Rotação da polia Motora = 1720 rpm

rpmcompressorn

RpmmenorRpmmenorRpmmaiorRpmdD

688,

688200

1720*80,,,*

=∴

==⇒=

Relação de Transmissão da correia, Correia A-34, Goodyer

5,2==dDi

• Comprimento Experimental da Correia, L

mmL

LCdDdDCL

92,924235*4

)80200()80200(57,1235*2*4

)()(57,1*222

=

−+++=⇒

−+++= ,

onde c, Distância entre centros = 235 mm

• Velocidade periférica da correia

smmenorrpmDV /2,719100

688*20019100

,*===

3.1.2.4 Compressor. Compressor a alternativo acionado através de correias pelo eixo do motor elétrico monofásico ou trifásico Weg ½ Cv.

Foto 3.1.18. Compressor.

3.1.2.5 Depósito Receptor de líquido. Recipiente de formato cilíndrico, vertical, destinado a recolher o fluido refrigerante condensado pelo condensador, foto 3.16. O depósito de líquido, além de evitar a entrada de vapor na válvula de expansão, permite manter o condensador seco para qualquer carga térmica e recolher o fluido refrigerante no caso de reparos na instalação.

Foto 3.1.19 Depósito de Líquido.

.. 3.1.2.6 Filtro secador.

Os filtros são empregados para conter partículas estranhas nas canalizações de refrigeração.São constituídos por um invólucro metálico, no interior do qual se acha uma tela de malha fina feita de níquel ou bronze. Uma segunda função do filtro secador é a de eliminar a umidade que, apesar dos cuidados tomados antes e durante a carga, sempre encontra-se presente nas instalações frigoríficas, ocasionando sérios problemas. São constituídos de um corpo, com elemento filtrante, cheio de material altamente higroscópico (sílica gel). Os filtro secadores são colocados normalmente na linha de líquido (Foto 3.1.2.6) ou descarga por produzirem grande perda de carga.

Foto 3.1.20 Filtro Secador

3.1.2.7 Válvula de expansão A Válvula de expansão utilizada é do tipo de regulagem manual, ou mecânica, foto 3.1.2.7. Dispositivo que tem duas funções: promover expansão isentrópica e regular o fluxo de fluido refrigerante e controlar o superaquecimento do evaporador. Para tal este dispositivo cria no circuito frigorífico uma perda de carga 3 4 EV CDp P P P P∆ = − = − onde Pc é a pressão de condensação e Pe é a pressão de evaporação. Após estrangulamento (queda de pressão ao passar pela válvula), o líquido frigorígeno tem condições para vaporizar-se a baixas temperaturas, o que exige o isolamento do circuito na refrigeração de baixa pressão.

Foto 3.1.21 Válvula de Expansão.

3.1.2.8 Fluido Refrigerante R401A Esta bancada é originalmente projetada para operação com o Fluido refrigerante R-12, seguindo recomendação do próprio fabricante substituímos pelo fluido refrigerante R401A Fabricado pela DuPont, conhecido comercialmente como Suva MP39. A Tabela 3.2.1 Apresenta as propriedades Termofísicas deste refrigerante. Fórmula Química

)%34/13/53(// 3232

PesoCHCIFCFCHFCHCHCIF

Peso Molecular 44,94 Ponto de evaporação para 1 atmosférica -32,97ºC Temperatura crítica. Tc 108,01ºC Pressão Crítica. Pc MPa63,4 Densidade crítica 36,510 mkg Volume Crítico kgm300196,0 Tabela 3.1.1 Propriedades Termofísicas do Refrigerante R401A

3.1.3 Bancada elétrica.

3.1.3.1 Sistema de alimentação e acionamento. A rede de alimentação elétrica consiste de um contatora Siemens trifásica modelo 3 TB04, três disjuntores de 15 A cada, dois cabos elétricos flexíveis de 4 mm para motor monofásico (Fase, Neutro) e Quatro cabos elétricos de 1,5 mm (Fase-Fase-Fase Neutro) para motor trifásico, foto 3.20, Na fotos visualiza-se o sistema de comando Foto (contatoras e disjuntores) e contatora. Foto 3.1.3.1 e a ligação do motor elétrico Foto 3.1.3.2

Foto 3.1.22 Contatora e Disjuntores

3.1.4 Motores Elétricos. Neste item discutiremos os motores elétricos monofásicos e trifásicos.

3.1.4.1 Motor Elétrico Monofásico. O Motor monofásico, foto 3. neste experimento possui as seguintes características.

Fabricante WEG Modelo C560789

Potência. 0,5 cv(0,37kW) Freqüência. 60 Hz

Rotação 1720 rpm Para 110 V Corrente de 8,8 A Para 220 V Corrente de 4,4 A

Tab. 3.1.2 Dados de placa, motor elétrico monofásico

Foto 3.1.23 Motor Elétrico Monofásico

POTÊNCIA NOMINAL, POTÊNCIA ABSOLVIDA EM REDE KW e JVA, CORRENTES NOMINAIS DE PARTIDA PARA MOTORES MONOFÁSICOS

POTÊNCIA

ABSORVIDA DA REDE

CORRENTE NOMINAL

(A)

CORRENTE DE PARTIDA

(A)

POTÊNCIA NOMINAL CV ou HP

KW KVA 110 V 220 V 110 V 220 V

COS Φ MÉDIO

1/4 0,42 0,66 5.9 3,0 27 14 0,63 1/3 0,51 0,77 7,1 3,5 31 16 0,66 ½ 0,79 1,18 11,6 5,4 47 24 0,67 ¾ 0,90 1,34 12,2 6,1 63 33 0,67 1 1,14 1,56 14,2 7,1 68 35 0,73

1 ½ 1,67 2,35 21,4 10,7 96 48 0,71 2 2,17 2,97 27,0 13,5 132 68 0,73 3 3,22 4,07 37,0 18,5 220 110 0,79 5 5,11 6,16 - 28,0 - 145 0,83

7 ½ 7,07 8,84 - 40,2 - 210 0,80 10 9,31 11,64 - 52,9 - 260 0,80

12 ½ 11,58 14,94 - 67,9 - 330 0,78 15 13,72 16,94 - 77,0 - 408 0,81

Tabela 3.1.3 Potencia Nominal e de Partida para motores monofásicos: Fonte Eletropaulo

3.1.4.2 Motor elétrico Trifásico. O Motor Trifásico, foto 3.1.4.2 neste experimento possui as seguintes características.

Fabricante WEG Modelo Tipo gaiola

Potência. 0,5 cv(0,37kW) Freqüência. 60 Hz

Rotação 1720 rpm Para 220 V Corrente de 2,07 A Para 380 V Corrente de 1,20 A Rendimento 68 %

ϕcos 0,69

Tab. 3.1.4 Dados de placa, motor elétrico Trifásico

Foto 3.1.24 Motor Elétrico Trifásico

POTÊNCIA NOMINAL, POTÊNCIA ABSOLVIDA DA REDE EM KW e JVA, CORRENTES NOMINAIS DE PARTIDA PARA MOTORES TRIFÁSICOS

POTÊNCIA ABSORVIDA DA

REDE

CORRENTE NOMINAL

(A)

CORRENTE DE PARTIDA

(A)

POTÊNCIA NOMINAL CV ou HP

KW KVA 220 V 110 V 220 V 110 V

COS Φ MÉDIO

1/3 0,39 0,65 0,9 1,7 4,1 7,1 0,65 ½ 0,58 0,87 1,3 2,3 5,8 9,9 0,65 ¾ 0,83 1,26 1,9 3,3 9,4 16,3 0,65 1 1,05 1,52 2,3 4,0 11,9 20,7 0,6

1 ½ 1,54 2,17 3,3 5,7 19,1 33,1 0,7 2 1,95 2,70 4,1 7,1 25,0 44,3 0,7 3 2,95 4,04 6,1 10,6 38,0 65,9 0,7 4 3,72 5,03 7,6 13,2 43,0 74,4 0,7 5 4,51 6,02 9,1 15,8 57,1 98,9 0,7

7 ½ 6,57 8,65 12,7 22,7 90,7 157,1 0,7 10 8,89 11,54 17,5 30,3 116,1 201,0 0,7

12 ½ 10,85 14,09 21,3 37,0 156,0 270,5 0,7 15 12,82 16,65 25,2 43,7 196,6 340,6 0,7 20 17,01 22,10 33,5 58,0 243,7 422,1 0,7 25 20,92 25,83 39,1 67,8 275,7 477,6 0,8 30 25,03 30,52 46,2 80,1 326,7 566,0 0,8 40 33,38 39,74 60,2 104,3 414,0 717,3 0,8 50 40,93 48,73 73,8 127,9 528,5 915,5 0,8 60 49,42 58,15 88,1 152,6 632,6 1095,7 0,8 75 61,44 72,28 109,5 189,7 743,6 1288,0 0,8 100 81,23 95,56 144,8 250,8 934,7 1619,0 0,8 125 100,67 117,05 177,3 307,2 1162,7 2014,0 0,8 150 120,09 141,29 214,0 370,8 1455,9 2521,7 0,8 200 161,65 190,18 288,1 499,1 1996,4 3458,0 0,8

Tabela 3.1.5 Potencia Nominal e de Partida para motores trifásicos . Fonte Eletropaulo

3.2 Metodologia Experimental Este sub-capitulo tem por objetivo de esclarecer o leitor sobre a metodologia, os procedimentos, e cuidados para realização dos testes, de um aspecto geral é fundamental as seguintes condições oram estabelecidas:

• Mesmo parâmetros de operação para os motores. Os dois motores envolvidos no teste tem as mesmas configurações de teste, ou seja, ambos fornecem a mesma potência consumida 0,5 cv (0,37Kw) e entregam a mesma rotação no eixo movido do compressor (593,1 rpm), exceto é claro o tipo de ligação de cada um (trifásico ou monofásico)

• Mesma carga térmica: Adicionado para ambos os experimentos uma carga térmica de 135 litros de água a temperatura ambiente Cº127 ± .

• Temperatura da sala de medição estável. Consideramos temperatura da sala estável a Cº5,126 ± , ambiente controlado por aparelho condicionador de ar.

• Sistemática de aquisição de valores. No experimento, os valores são coletados em função do tempo, precisamente em intervalos de 5 minutos. Grandezas medidas: Temperatura da água, temperatura da entrada e saída da válvula de expansão, temperatura de entrada e saída do compressor, temperatura do Superaquecimento na pressão de evaporação, temperatura da sala e temperatura de entrada e sida do condensador, as rotações do eixo motor e movido e das polias motoras e movidas, a velocidade do ar que deixa os sistema de condensação, a potencia consumida medida no motor.

• Término dos ensaios. Os ensaios são efetuados para medir o tempo necessário até a água do tanque atingir a temperatura programada no termostato de Cº5,08 ± .

• Valores para cálculos. Para efeito de cálculo, são considerados valores quando o sistema de compressão a vapor sai do regime transiente, tendo um regime próximo ao permanente onde hápoucas variações nos parâmetros, normalmente isto ocorre pouco antes da temperatura de set-point.

3.2.1 Experimento para definição da posição da Válvula de expansão. Ensaio com motor de indução trifásico. Objetivo: Os primeiros testes tiveram como objetivo encontrar a posição adequada da válvula de expansão e o tempo necessário para que a água no interior do tanque atingisse a temperatura de 8ºC, partindo da temperatura ambiente.

3.2.1.1 Metodologia para o teste. Inicialmente, ajustou-se a válvula de expansão em posição de mínima abertura, bloqueando o máximo possível de vazão mássica, com carga térmica de 135 litros de água a temperatura ambiente. Após a água ter atingido o set-point do termostato e por conseqüência desarmado o sistema, esgotamos toda a água do tanque refrigerado e inserimos novamente água na temperatura ambiente (próximo a 25ºC). Polarizando, abrimos completamente a válvula de expansão. Obtivemos os resultados, conforme a tabela 3.2.1.1abaixo: Diferencial de

Pressão (MPa) Variação de entalpia

( kJ / kg) Variação de entropia

(Kj/ kg K) Posicionamento da válvula

Mínima Abertura

Máxima Abertura

Mínima Abertura

Máxima Abertura

Mínima Abertura

Máxima Abertura

COMPRESSOR 0,7905 0,8274 19,1 14 0,076 0,071 CONDENSADOR 0,1735 0,0576 203,9 182,9 0,663 0,589 VALVULA DE EXPANSÃO

0,5217 0,661 -4,9 -7,7 -0,004 -0,022

EVAPORADOR 0,0953 0,18088 -189,7 -176,6 -0,743 -0,682 Tabela 3.2.1 Valores abertura da Válvula de Expansão. Para decidirmos em que posição utilizar a válvula, primeiramente temos que nos atentar ao fato de este ser um sistema de refrigeração de bebedouro de água e não um congelador onde as temperaturas são muito baixas, portanto não há necessidade de a válvula estar em posição de mínima abertura. Mínima abertura da válvula: Temperatura do fluido refrigerante de -6,4ºC no inicio do evaporador. Máxima abertura da válvula: Temperatura do fluido refrigerante de 0,07ºC no inicio do evaporador

93,91,197,189

7,189

1,19

,

==

=

=

COP

evaporadornoremovidoCalorkgkJCompressãodeTrabalho

aberturamínimadeposiçãonaVávula

skgm

terefrigeranfluidodemássicaVazão

0169,01,19

323,0:

*==

05,126,14

176176

6,14

,

==

=

=

COP

evaporadornoremovidoCalorkgkJCompressãodeTrabalho

aberturamáximadeposiçãonaVávula

skgm

terefrigeranfluidodemássicaVazão

0215,06,14

3145,0:

*==

-50 0 50 100 150 200 250 300 350 400

8

10

12

14

16

18

20

22

8,78ºC377 min

Tem

pera

tura

da

água

(ºC

)

Tempo (min)

Máxima Abertura Mínima Abertura

8,87ºC180 min

Monitoramento da Queda da Temperatura da Águaem função da posição da Válvula de Expansão

Gráfico 3.2.1 Queda de Temperatura da água x posição da válvula de expansão

3.2.1.2 Análises

• Compressor: O aumento de Pressão do compressor quando o sistema operou com a válvula em

posição de abertura máxima foi 14,3 % maior que quando este operou com abertura

mínima de válvula, porém, é importante notar que o trabalho de compressão foi 36,4%

(diferença de entalpia) menor .

• Potencia consumida.

Não houve diferenças significativas no consumo de energia elétrica, para os sistema

trabalhando com abertura mínimo tivemos em media consumo de 0,380 kW, quando a

abertura de válvula foi máxima 0,370 kW.

• Eficácia

COP (Válvula em Posição de mínima abertura) = 9,93

COP (Válvula em Posição de máxima abertura) = 12,05

• Conclusões:

Embora tenha ocorrido uma maior remoção de entalpia tanto no condensador como no

evaporador na situação de mínima abertura, o calor removido provavelmente não é

superior, pois devemos levar em conta a vazão mássica maior de fluido refrigerante

quando a válvula esta na posição máxima de abertura.

O tempo necessário, com a válvula em abertura mínima, para o sistema atingir a temperatura de corte do termostato em 325 min (5h05min). Com a mesma carga térmica, 135 litros de água, o sistema de compressão, a vapor com a válvula na máxima posição de abertura, atingiu a temperatura de atuação do termostato (set-point) em 245min (4h 5min). Em outras palavras, o tempo de remoção de carga térmica foi 32,6 % inferior quando a válvula esteve na posição de máxima abertura. Como demonstrado o COP da posição de mínima abertura é 9,93 enquanto o COP Escolhemos trabalhar com a válvula na posição de máxima abertura.

3.3 Experimentos Este experimento tem por objetivo analisar o comportamento do ciclo de compressão a vapor acionado primeiramente por um motor de indução trifásico e posteriormente por um motor de indução monofásico. Aquisição de resultados e condução do experimento conforme metodologia experimental item 3.2

3.3.1. Experimento para motor trifásico. Resultados obtidos na tabela: 3.1.1

Resultado experimental para motor Trifásico Grandeza Local Equipamento Valor Temperatura Superaquecimento Sucção do compressor Termopar 1 9,86 ºC Temperatura Sub-resfriamento, antes da Válvula de

Expansão. Termopar 2 17,15 º C

Temperatura Temperatura ambiente Termopar 3 24,00 º C Temperatura Água a ser resfriada Termopar 4 14,30 ºC Temperatura Sub-resfriamento, Saída do condensador. Termopar 5 33,11ºC Temperatura Superaquecimento, Saída do Compressor –

descarga. Termopar 6 45,20ºC

Temperatura Pá do ventilador, Temperatura do ar Termopar 7 28,8ºC Temperatura Estrangulamento, Válvula de Expansão. Termopar 10 0,07ºC

Potência. Motor Elétrico de Indução Trifásico Wattímetro 0,380 kW Pressão Pressão de Sucção, Entrada do Compressor. Manômetro 0,1379MPa Pressão Pressão de Descarga, Saída do Compressor. Manômetro 0,9653MPa rotação Eixo motor, polia motora. Tacômetro 1732 rpm rotação Pá do ventilador Tacômetro 1734 rpm rotação Eixo movido, polia movida. Tacômetro 585 rpm

Velocidade Pá do ventilador, velocidade do ar Anemômetro 5,6 m/s Velocidade Sucção do ventilador, velocidade do ar Anemômetro 1,2 m/s

Potência Potência medida de consumo Watttímetro 0,83 kW Tempo Tempo de ensaio, até temperatura de set-

point Cronômetro 260 min.

Tabela 3.3.1 Valores experimentais para motor trifásico.

3.3.2 Experimento para motor monofásico. Resultados obtidos na tabela.3.3.2. Aquisição de resultados e condução do experimento conforme metodologia experimental item 3.2

Resultado experimental para motor Monofásico Grandeza Local Equipamento Valor Temperatura Superaquecimento Sucção do compressor Termopar 1 9,63 ºC Temperatura Sub-resfriamento, antes da Válvula de

Expansão. Termopar 2 20,96 ºC

Temperatura Temperatura ambiente Termopar 3 10,31 ºC Temperatura Água a ser resfriada Termopar 4 7,03 ºC Temperatura Sub-resfriamento, Saída do condensador. Termopar 5 35,41 ºC Temperatura Superaquecimento, Saída do Compressor –

descarga. Termopar 6 52,64 ºC

Temperatura Pá do ventilador, Temperatura do ar Termopar 7 26,2 ºC Temperatura Estrangulamento, Válvula de Expansão. Termopar 10 0,76 ºC

Potência. Motor Elétrico de Indução Trifásico Wattímetro 0,1448 MPa Pressão Pressão de Sucção, Entrada do Compressor. Manômetro 1,0549 MPa Pressão Pressão de Descarga, Saída do Compressor. Manômetro 31,7 ºC rotação Eixo motor, polia motora. Tacômetro 28,3 ºC rotação Pá do ventilador Tacômetro 1751 rpm rotação Eixo movido, polia movida. Tacômetro 593 rpm

Velocidade Pá do ventilador, velocidade do ar Anemômetro 1751 rpm Velocidade Sucção do ventilador, velocidade do ar Anemômetro 5,6 m/s

Potência Potência medida de consumo Watttímetro 386 W Tempo. Tempo de ensaio, até temperatura de set-

point Cronômetro 275 min

Tabela 3.3.2. Valores experimentais para motor monofásico.

Capítulo 4 – Cálculos. Este capítulo contém os cálculos oriundos dos experimentos. Cálculo dos testes de posicionamento da válvula. Calculo dos testes dos motores trifásico e monofásico.

4.1 Experimento para posição de abertura da válvula de expansão. Objetivo: Posicionar corretamente a válvula de expansão. Após estabilização do experimento, regime permanente, o ciclo de compressão a vapor operou com os seguintes valores:

4.1.1 Com a válvula posicionada com mínima abertura.

,

,

1 13

1

,

,

2 2

2

0,07240,1747

13,56 º414,7 / , 1,843 / ,

7,182 /0,86190,9652

54,5º433,8 , 1,767 /38,8

man suc

SUC ABS

SUC

DESC MAN

DESC ABS

Desc

Na sucção docompressor temosP MPaP MPaT C

h kJ kg s kJ kg Kd kg mP MPaP MPaT Ch kJ kg s kJ kg Kd

=

=

=⇒ = =

==

=

== =

= 38 /kg m

arg

arg

3

3 3

3

,, 54,5º

0,9652

,0 24,95º0,7917 , 229,9 /1,104 /

desc a

Desc a

NocondensadorEntrada docondensador T CP MPaApós condensaçãoArbitramos queo fluidooperelíquido saturadoTemosx eT CP MPa h kJ kg Ks kJ kg KFinalmente no Ev

=

=

= == ==

4 4

4 4

6, 40 º , 0,15225 / , 1,10 /

aporadorT C Arbitrando xh kJ Kg s kJ kg K=− == =

MPaPevaporadornopressãocondiçõesestasparaPhdiagrama

27,0,

4 =

4.1.1.1 Resultados, Válvula n aposição de Mínima abertura.

( )

KkgkJskgkJh

MParealcicloPEvaporador

KkgkJskgkJrealcicloh

MPaPExpansãodeVálvula

KKgkJskgkJh

MParealcicloPrCondensadoNo

KkgkJssrealcicloskgkJhhhMPAPPP

Compressorno

/743,0843,11,1/7,1897,414225

0953,01747,027,0)(

/004,01,1104,1/9,42259,229

5217,027,07917,0

/663,0104,1767,1/9,2039,2298,433

1735,07917,09652,0)(

/076,0843,1767,1)(/1,197,4148,433

7905,01747,09652,0:

41

41

41

43

43

43

32

32

32

1221

1221

1221

−=−=∆−=−=∆

=−=∆

=−=∆=−=∆

=−=∆

=−=∆=−=∆

=−=∆

=−=−=∆=−=−=∆

=−=−=∆

−

−

−

−

−

−

−

−

−

−

−

−

4.1.2 Com a válvula na posição de máxima abertura.

,/12,1,/23435,0

:,15,0

º07,0

/1151,/142,1,/7,241,011,1

:,0,º11,33

/93,45,/731,1,/6,424

º13,460686,11033,09653,0

/23,10,/802,1,/6,410

º86,9

2412,01033,01379,0

44

4

4

4

33333

3

3

3222

2

2

3111

1

,1

KkgkJskgkJhMPaP

TemosXtítulocomevaporadornoentrefluidooqueArbitrando

CTevaporadornoEntrando

kgmdKkgkJskgkJhMPaP

TemosXsaturadolíquidoArbitrandoCTrcondensadodoSaída

kgmdKkgkJskgkJh

CTMPaP

kgmdKkgkJskgkJh

CT

MPaPPsucçãoCompressor

omanómétric

abs

====

=

====

==→

===

==+=

===

=

=+==

4.1.2.1 Resultados obtidos com a válvula na posição de máxima abertura.

( )

KkgkJskgkJh

MParealcicloPEvaporador

KkgkJskgkJrealcicloh

MPaPExpansãodeVálvula

KKgkJskgkJh

MParealcicloPrCondensadoNo

KkgkJssrealcicloskgkJhhh

MPaPPPCompressorno

/682,0802,112,1/6,1766,410234

1088,02412,035,0)(

/022,0142,112,1/7,77,241234

661,035,0011,1

/589,0142,1731,1/9,1827,2416,424

0576,0011,10686,1)(

/071,0731,1802,1)(/146,4106,424

8274,02412,00686,1:

41

41

41

43

43

43

32

32

32

1221

1221

1221

−=−=∆−=−=∆

=−−=∆

−=−=∆−=−=∆

=−=∆

=−=∆=−=∆

=−=∆

=−=−=∆=−=−=∆

=−=−=∆

−

−

−

−

−

−

−

−

−

−

−

−

1

1

1 1 3

11, 0,1379, 0,1379 0,1033 0,2412

9,86º,

410,6 , 1,802 , 10,23

Re , arg

PontoP Manométrico MPaP Abs man atm MPaT C

Vapor SuperaquecidokJ kJ kgh s dkg kg K m

Para umciclo al decompressao a vapor temos perda dec a nasucçaoe navalvu

== + =

=⇒

= = =

1 1 1

1

1

, 10 15%, .

0,85 0,205 .Pr log

5 7%1 :

9,17º0,205

R R

R

R

la de admissao de fluido regrigerante consideramoesta perda de avide diagrama real decompressao a vaporP P P MPaocesso ana oocorrecom a temperatura queda

de aPonto RT CP MPat

∴ = ⇒ =

==

1 1 1 3

2 1

2,

2

,

410,9 , 1,816 , 8,639

2 :

, 1,802 ,

, arg 0,96530,9653 0,1033 1,0686

,

71,

R R R

emoskJ kJ kgh skg kg K m

PontokJUtilizando a isoentrópica s s

kg Kpara P manométrico P desc a do Compressor MPaPabs MPa

Vapor Superaquecido

T

ρ= = =

= =

= =

= + =⇒

=

( )

2 3

´

2

694 º , 2 448,15 , 40,236

exp 2 45,20 º, 1,0686

arg,

kJ kgC h dkg m

No erimento a temperatura do Ponto real CP abs MPaConsideramos agora ociclo decompressao a vapor real na desc ado ompressor temos uma compressao naoisoentropica ocor

= =

=

=

c.

,5 15%(

rendoineficiencia devido a atritoeoutras perdas Para compensar estasineficiencias ocompressor precisa deumtrabalho decompressao maiorpara forçar aabertura das valvulas deescape emoutras palavras umapressao de a empir

2

2

2 2 2 3

) .log .

2 ,1,22982,45º

455,8 , 1,813 , 45,10

R

R

R R R

ismo maior que a pressao decondensaçaoSituaçao ana a com a temperaturaPonto RP MPaT C

kJ kJ kgh skg kg K m

ρ

==

= = =

3222 06,47,719,1,9,420

,

mkgd

KkgkJs

kgkJh

idoSuperaquecVapor

===

⇒

Seguindo a Isobárica Ponto 3

344

14

4

1

,4

44

4

4

43

33333

32

77,70,2286,04,164,1,8,2444

1288,02412,037,0

37,0,2412,0

3213,03812,0,º11,0

:,expexp

162,1,º03,12

27410,2412,0

7,241,4

1152,142,1,7,241,º11,33

,0686,1,

mkgdX

KkgkJs

kgkJh

MPaPdeestimadapressãodeperda

MPaPArbitrandocompressordosucçãoMPaP

MPaPeMPaPSATURAÇÃODEPRESSÃOCT

temosansãoodeválvuladasaídanaerimentalmediçãoKkg

kJsCT

XvaporlíquidomisturaderegiãoMPaP

kgkJhhcaIsoentalpiPonto

mkgd

KkgkJs

kgkJhCT

MPaPPdosubresfriaLiquido

vL

EXP

====

=−=∆⇒

==

==

−=

=−=

===

==→

====

==⇒

−

4.2 Calculo de carga térmica da Bancada. O experimento, como foi explicado no capítulo 2 é dotado de um bebedouro com tanque de água com volume de 0,15 3m de volume, sendo utilizado por água 0,1375 3m ou 137,5 litros.

desejadontofuncionamedeTempohWtotaltérmicaachBtuemrequeridaTérmicaaC 24,arg/arg =

O calculo de carga térmica envolve os seguintes tópicos • Carga térmica de trocas de ar • Carga térmica cedida pelas paredes • Carga térmica de produto

4.2.1 Carga térmica de troca de ar. O ganho de calor resultante de trocas de ar no espaço refrigerado é difícil determinar com exatidão, pois é necessário conhecer com exatidão a abertura da tampa do espaço condicionado, no caso o tanque de água no evaporador. O calculo depende fundamentalmente da massa de ar externo que entra que entra no espaço refrigerado e das entalpias do ar a temperatura ambiente e a temperatura interna do espaço refrigerado.

( )ernoarexternoar hhmardetrocadetérmicaac intarg −= Devido ao fato das propriedades termofísicas do ar a 24ºC (Externo) e a 8ºC serem

próximas, respectivamente kgkJh 6,2970 = e

kgkJhi 15,281= e o fato de durante os

ensaios não houve abertura da tampa superior, consideramos esta fonte de calor nula. 4.2.2 Carga térmica cedida pelas paredes. A quantidade de calor transmitido através das paredes é função de três fatores de transporte de calor conforme a expressão abaixo:

TAUQ ∆= Q = quantidade de calor transferido em W; A = á área da superfície externa da parede )( 2m ;

=∆T Diferencial de temperatura através da parede em (ºC);

U = Coeficiente global de transferência de calor ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛Km

W2 ;

( )

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

×⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛+⎟⎠

⎞⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟

⎠

⎞⎜⎝

⎛=

=×+×==

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

===

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

−

−

−

mWKU

mAAaEvaporadorUnidadedaTotalAreaA

KmWopoliuredeespumadaespessuraL

KmWCambienteatemperaturaopoliuredotérmicaadecondutividK

maçodechapadaespessuraL

KmWAISIcarbonoaçodotermicaadecondutividKaço

KmWCdeatemperaturàáguadaconvecçãodeecoeficienth

KmWCambienteatemperaturàardonaturalconvecçãodeecoeficienth

sendo

hKL

KL

h

ARU

fundotopolateral

oPoliure

opoliure

aço

oPoliure

oPoliure

aço

AçoTot

2

3

2,

tan

tan

3´´

2

1

2tan

tan

1

1044,17,1

582,01

033,003,0

9,631058,1

0263,01

1

7,124

03,0tan

033,0)º24(tan

1058,1161

;9,631001

;582,0º8

;0263,0º24

11

11

( ) lDesprezíveWQ ⇒=−=∴ − 66,08357,14410,1 2

4.2.3 Carga Térmica de Refrigeração devido ao Produto. Em nosso evaporador, estamos simulando um bebedouro de água, com capacidade de 137,5 Litros. Quando o produto entra em um espaço de armazenagem a uma temperatura acima da temperatura do espaço, o produto cederá calor ao espaço até resfriar e atingir a temperatura do espaço. O calor a ser rejeitado neste item será:

( ) ( )

( )kWs

kJremovidocalordequantidadenecessáriaPotência

temoshoradetempodeespaçoumEm

kJKKkg

kJkgQ

CCaeCateinicialmenáguadaaTemperaturdeDiferençaTKkg

kJKasaturadaaguadaespecíficocalorcp

aguadeKgndoparesentaQnoságuacombebedouroopesamosbancadanossaemprodutodomassam

OndeTcpmQ

52,23600

78,9077,1

78,9077)(281297181,47,135

º16º8º24

181,4297

.5,137,

===

=−=

==∆

==

=

∆=

4.3 Cálculos para experimento do Motor de Indução Elétrico Trifásico. Os cálculos forma realizados com valores coletados quando a bancada entra em regime estável, conforme dados coletados da tabela 4.3.1.

Local Instrumento de Medição

Grandeza Dimensões

Entrada do Compressor (Sucção)

TERMOPAR 1 Temperatura de superaquecimento

9,86 ºC

Entrada da Válvula de Expansão.

TERMOPAR 2 Temperatura de líquido Sub-resfriado.

17,15 ºC

Saída do Evaporador TERMOPAR 3 Temperatura de Evaporação

9,84 ºC

Tanque de água TERMOPAR 4 Temperatura da água. 14,39 ºC Saída do condensador TERMOPAR 5 Temperatura de líquido

Sub-Resfriado 33,11 ºC

Saída do Condensado (Descarga)

TERMOPAR 6 Temperatura de Superaquecimento

46,13 ºC

Ambiente TERMOPAR 7 Temperatura no interior da sala

26,2 ºC

Após Válvula de Expansão TERMOPAR 10 Temperatura de expansão isoentalpica.

0,07 ºC

Sucção do Compressor Manômetro Bourdon 1

Pressão Manométrica de Sucção

0,137 MPa

Descarga do Compressor Manômetro Bourdon 1

Pressão Manométrica de Descarga

0,9653 MPa

Eixo motor Tacômetro Rotação motora 1732 rpm Descarga de ar do Ventilador, Após Condensação.

Termo Anemômetro

Temperatura do ar de resfriamento do condensador

31,7ºC

Sucção de ar do ventilador, Antes do Condensador

Termo Anemômetro

Temperatura do Ar (externo) na captação

26,7ºC

Eixo Movido Tacômetro Rotação movida 1731 rpm Pá do Ventilador Tacômetro Rotação do ventilador 585 rpm Descarga de ar do Ventilador, Após Condensação.

Termo Anemômetro

Velocidade do ar de resfriamento do condensador

5,6 m/s

Sucção de ar do ventilador, Antes do Condensador

Termo Anemômetro

Velocidade do Ar (externo) na captação

1,3 m/s

Motor Elétrico Trifásico Wattímetro Potência Elétrica do Motor

0,380 Kw

Tabela 4.3.1. Valores experimentais para sistema acionado por motor trifásico.

Nota: Incertezas, Apêndice A.

4.3.1 Cálculo para ciclo de compressão a vapor Ideal

4.3.1.1 Propriedades Termofísicas, ciclo ideal.

MPaPMPaP

EvaporaçãodeaTemperatureessãoIdealVaporaCompressãodeCiclo

AbsolutaSucção

aManométricSucção

2403,01033,0137,0137,0

Pr

,

,

=+=

=

CTTEvaporaçãodeessãoaimentoSuperaquecdeaTemperatur

CompressorSucção º86,9Pr

1, ==

oCondensaçãdeessãoaimentoSuperaquecdeaTemperatur Pr

MPaP

MPaP

AbsolutaSucção

aManométricaDesc

0686,11033,09653,0

9653,0

,

,arg

=+=

=

CTToCondensaçãdeessãoaimentoSuperaquecdeaTemperatur

CompressoraDesc º13,46Pr

2,arg ==

3

3333

3

32

3

222

122

1

3

1311

11

000875,0,151,1,6,244,º27,35

0,3

,0686,1:,,

024871,0,28,448,º85,71

:,8024,1,0686,1

:2

8024,1,09818,0,185,10,65,410

º86,9,2403,01

kgmv

KkgkJs

kgkJhCT

XdosubresfrialíquidoPonto

MPaPPPtemosrcondensadonoisobáricalinhaagoradoConsideran

kgmv

kgkJhCT

temosKkg

kJssMPaPpara

caisoentrópiaagoraSeguindoPonto

KkgkJs

kgmv

mkgd

kgkJh

CTMPaPPonto

CD

====

=

===

===

===

====

==

KkgkJsXCT

MPaPkgkJhh

isobáricaevaporaçãoecaisoentalpiansãodeSistemaPonto

==−=

===→

444

443

,2884,0,º07,12

2403,0,6,244

,exp4

4.3.1.2 Cálculos de Potência e Rendimento para Ciclo Ideal. Temos: Dado de Placa do compressor, Potência do motor elétrico trifásico: 0,370 kW

• Cálculo da Vazão Mássica de Fluido Refrigerante. Considerando 15% de perda de potência no sistema de transmissão (eixos, rolamentos, polias e correia) temos: Potência transmitida ao eixo do compressor kW3145,0≅

( )

( ) skg

kgkJskJm

hhmPCP

0084,0)(65,41028,448

)(3145,0*

21

*

=−

=

−=

• Trabalho de compressão.

( )kgkJhhWCP 63,3765,41028,44821 =−=−=

• Evaporador, Calor removido e Trabalho:

( ) ( )

kgkJEfrigeraçãodeCapacidade

EspecíficofrigeraçãodeEfeitorealizadoTrabalhokWq

skJ

kgkJ

skghhmq

EV

EV

EV

05,166Re

Re,395,1

3948,1)(6,24465,410)(0084,041

*

==

=

=−=−=

• Vazão Volumétrica na entrada do Compressor Temos o volume específico no ponto 1

.

sLitrosaVolumétricVazão

sm

kgm

skgaVolumétricVazão

específicovolumemassicavazãoavolumétricVazão

825,0

000825,009818,0)(0084,033

=

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛×=

×=

• Vazão Volumétrica na saída do Compressor.

sLitrosVSaídaaVolumétricVazão

sm

kgm

skgaVolumétricVazão

2089,0

0002089,0024871,0)(0084,0

2

33

==

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛×=

• Condensador, Calor Removido.

( )kWqhhmq

cd

cd

7109,1)6,24428,448(0084,023

*

=−=−=

• Coeficiente de Eficácia

4127,4)65,41028,448()6,24465,410(Re=

−−

==líquidoTrabalho

ÚtilfrigeraçãoCOP

4.3.2 Cálculos para o ciclo de compressão a vapor Real. Este item envolve os cálculos de propriedades termofisicas e resultados para o ciclo de compressão a vapor real.

4.3.2.1 Propriedades Termofísicas. Características Termofísicas do sistema de compressão a Vapor usando Fluido refrigerante R-401A.

( )

kWPCompressordoeixonoPotenciadepróximo

poliacorreiamovidoemotoreixootransmissãdesistemanoperdadoconsiderankWP

elétricomotordomedidaPotência

KkgkJs

kgkJhMPaP

XArbitrandoCTmentoestrangulaapósTermopar

coisoentalpinãoprocessoalExperimentPonto

KkgkJd

KkgkJs

KkgkJhMPaP

XSaturadoLíquidodoConsideranCTTermopar

IsobáriconãoocessoalExperiemntPontokgmv

mkgd

KkgkJs

kgkJh

MPaPCTalExperimentPonto

ondecaisoentrópinãocompressãoumaTemoskgmv

KkgkJs

mkgd

kgkJh

CTMPaPPonto

VaporaCompressãodealCiclo

CP

MOTOR

323,0*%.15

),,(38,0*

.

16,1,240,35,0

2,0,º07,0.,10

.,*4

1151*,142,1*,7,241*,011,1*

0*,º11,33*5

Pr),(*3

02177,0*,93,45*,173,1*,6,424*

0686,1,º13,46)(*2

,

09818,0*,8024,1*,185,10*,65,410

º86,9,2403,01Re

*4*4*4

4*4

3333

3

3

3

23222

*2*2

3

1131*1

11

=→∴

=

===

==

====

==→

====

==

====

==

4.3.2.2 Resultados, ciclo Real.

• Vazão Mássica de Fluido Refrigerante.

skgm

hhmPCOMPRESSOR

0075,065,4106,424

323,0)**(*

*

21

*

=−

=

−=

• Eficiência de Compressão.

( )( )

( )( )

%07,37*

10065,41028,44865,41060,424

,Re,

**1*2

12

=

×−−

=−−

==

CP

CP hhhh

kgkJCompressãodealTrabalhokgkJcoIsoentrópiCompressãodeTrabalho

η

η

• Vazão Volumétrica na entrada do Compressor

sLitrosV

sm

kgm

skgaVolumétricVazãoV

específicovolumemassicavazãoavolumétricVazão

825,0

000825,009818,0)(0075,0

*1

33

*1

=

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛×==

×=

• Vazão Volumétrica na saída do Compressor.

sLitrosV

sm

kgm

skgaVolumétricVazãoV

1633,0*

0001633,002177,0)(0075,0

2

33

*2

=

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛×==

• Condensador, Calor Removido.

( ) ( )kWq

kWhhmq

cd

cd

372,1*372,16,4247,2410075,0*** 23

*

−=−=−=−=

• Eficiência de Condensação

Análogo a eficiência de Compressão.

( )( )( )( ) %78,90100

6,4247,24165,4106,244*

100**

*23

23

=×−−

=

×−−

=

CD

CD hhhh

η

η

• Evaporador

( ) ( )

kgkJEfrigeraçãodeCapacidade

EspecíficofrigeraçãodeEfeitorealizadoTrabalhokWq

skJ

kgkJ

skghhmq

EV

EV

EV

65,170Re

Re,28,1

28,1)(24065,410)(0075,0*** 41

*

==

=

=−=−=

• Eficiência de Evaporação

( )( )( )( ) %3,97100

65,17005,166*

100**

*41

41

=×=

×−−

=

EV

EV hhhh

η

η

• Coeficiente de Eficácia (COP)

53,4)63,37()65,170(Re===

líquidoTrabalhoÚtilfrigeraçãoCOP

4.4 Cálculos para experimento de Motor de Indução Elétrico Monofásico. Valores coletados na tabela 4.4.1

Local Instrumento de Medição

Grandeza Dimensões

Entrada do Compressor (Sucção)

TERMOPAR 1 Temperatura de superaquecimento

9,63 ºC

Entrada da Válvula de Expansão.

TERMOPAR 2 Temperatura de líquido Sub-resfriado.

20,96 ºC

Saída do Evaporador TERMOPAR 3 Temperatura de Evaporação 10,31 ºC Tanque de água TERMOPAR 4 Temperatura da água. 7,03 ºC Saída do condensador TERMOPAR 5 Temperatura de líquido Sub-

Resfriado 35,41 ºC

Saída do Condensado (Descarga)

TERMOPAR 6 Temperatura de Superaquecimento a pressão de condensação.

52,64 ºC

Ambiente TERMOPAR 7 Temperatura no interior da sala. 26,2 ºC Após Válvula de Expansão

TERMOPAR 10 Temperatura de expansão isoentalpica.

0,76 ºC

Sucção do Compressor Manômetro Bourdon 1

Pressão Manométrica de Sucção 0,1448 MPa

Descarga do Compressor Manômetro Bourdon 1

Pressão Manométrica de Descarga

1,0549 MPa

Descarga de ar do Ventilador, Após Condensação.

Termo Anemômetro

Temperatura do ar de resfriamento do condensador

31,7 ºC

Sucção de ar do ventilador, Antes do Condensador

Termo Anemômetro

Temperatura do Ar (externo) na captação

28,3 ºC

Eixo motor Tacômetro Rotação motora 1751 rpm Eixo Movido Tacômetro Rotação movida 593 rpm Pá do Ventilador Tacômetro Rotação do ventilador 1751 rpm Descarga de ar do Ventilador, Após Condensação.

Termo Anemômetro

Velocidade do ar de resfriamento do condensador

5,6 m/s

Sucção de ar do ventilador, Antes do Condensador

Termo Anemômetro

Velocidade do Ar (externo) na captação

1,2 m/s

Motor Elétrico Trifásico Wattímetro Potência Elétrica do Motor 386 W

Tabela 4.4.1 Valores Experimentais para um sistema acionado por motor elétrico

Monofásico.

Nota : Incertezas Apêndice A

4.4.1 Cálculo das propriedades Termofísicas para o ciclo de Compressão a Vapor Ideal. 4.4.1.1 Propriedades Termofísicas.

MPaPMPaP

EvaporaçãodeaTemperatureessãoIdealVaporaCompressãodeCiclo

AbsolutaSucção

aManométricSucção

2481,01033,01448,01448,0

Pr

,

,

=+=

=

CTTEvaporaçãodeessãoaimentoSuperaquecdeaTemperatur

CompressorSucção º63,9Pr

1, ==

oCondensaçãdeessãoaimentoSuperaquecdeaTemperatur Pr

MPaP

MPaP

AbsolutaSucção

aManométricaDesc

1582,11033,00549,1

0549,1

,

,arg

=+=

=

3

3333

3

32

3

22322

122

1

3

1311

11

0008843,0,165,1,8,248,º45,38

0,3

,1582,1:,,

02290,0,2,449,67,43,º29,74

:,799,1,1582,1

:2

799,1,09412,0,55,10,3,410

º63,9,2481,01

kgmv

KkgkJs

kgkJhCT

XdosubresfrialíquidoPonto

MPaPPPtemosrcondensadonoisobáricalinhaagoradoConsideran

kgmv

kgkJh

mkgdCT

temosKkg

kJssMPaPpara

caisoentrópiaagoraSeguindoPonto

KkgkJs

kgmv

mkgd

kgkJh

CTMPaPPonto

CD

====

=

===

==⎟⎠⎞

⎜⎝⎛==

===

====

==

=

KkgkJsXCT

MPaPkgkJhh

isobáricaevaporaçãoecaisoentalpiansãodeSistemaPonto

1883,1,3043,0,º14,11

2481,0,8,248

,exp4

444

443

==−=

===→

4.4.1.2 Cálculos de Potência e Rendimento para Ciclo Ideal. Dado de Placa do compressor. Potência do motor elétrico monofásico: 0,370 kW

• Cálculo da Vazão Mássica de Fluido Refrigerante. Considerando 15% de perda de potência no sistema de transmissão (eixos, rolamentos, polias e correia) temos: Potência transmitida ao eixo do compressor kW3145,0≅

( )

skg

kgkJskJm

hhmPCP

008015,0))(3,4102,449(

)(3145,0*

21

*

=−

=

−=

• Trabalho de compressão.

( )kgkJhhWCP 63,374102,44921 =−=−=

• Evaporador, Calor removido e Trabalho:

( ) ( )*

1 4 0,008015( ) 410,3 248,8 ( ) 1,29

1,29, Re

Re 161,5

94,83%

EV

EV

EV

kg kJ kJq m h hs kg s

q kWTrabalho realizado Efeito de frigeração Específico

kJCapacidade de frigeração Ekg

Eficiênciaη

= − = − =

=

= =

=

• Vazão Volumétrica na entrada do Compressor Temos o volume específico no ponto 1

.

sLitrosaVolumétricVazão

sm

kgm

skgaVolumétricVazão

específicovolumemassicavazãoavolumétricVazão

715,0

000715,008843,0)(0080115,033

=

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛×=

×=

• Vazão Volumétrica na saída do Compressor.

sLitrosVSaídaaVolumétricVazão

sm

kgm

skgaVolumétricVazão

00708,0

10087,700088432,0)(0080115,0

2

36

3

==

×=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛×= −

• Condensador, Calor Removido.

( )

kgkJhhoCondensaçãdeTrabalho

kWqhhmq

cd

cd

4,20020,449802,248

605,1)2,449802,248(0080115,0

23

23

*

−=−=−=

−=−=−=

• Coeficiente de Eficácia

4.4.2 Ciclo Real de Compressão a Vapor.

4.4.2.1 Propriedades Termofísicas.

MPaPMPaP

EvaporaçãodeaTemperatureessãoalVaporaCompressãodeCiclo

AbsolutaSucção

aManométricSucção

2481,01033,01448,01448,0

PrRe

,

,

=+=

=

MPaP

MPaPoCondensaçãdeaTemperatureessão

AbsolutaSucção

aManométricaDesc

1582,11033,00549,1

0549,1Pr

,

,arg

=+=

=

292,463,375,161Re===

líquidoTrabalhoÚtilfrigeraçãoCOP

( )

kWPCompressordoeixonoPotenciadepróximo

poliacorreiamovidoemotoreixootransmissãdesistemanoperdadoconsiderankWP

elétricomotordomedidaPotência

KkgkJs

kgkJhMPaP

XArbitrandoCTmentoestrangulaapósTermopar

coisoentalpinãoprocessoalExperimentPonto

KkgkJd

KkgkJs

KkgkJhMPaP

XSaturadoLíquidodoConsideranCTTermopar

IsobáriconãoocessoalExperiemntPontokgmv

mkgd

KkgkJs

kgkJh

MPaPCTalExperimentPonto

ondecaisoentrópinãocompressãoumaTemoskgmv

KkgkJs

mkgd

kgkJh

CTMPaPPonto

VaporaCompressãodealCiclo

CP

MOTOR

323,0*%.15

),,(38,0*

.

16,1,240,35,0

2,0,º07,0.,10

.,*4

1151*,142,1*,7,241*,011,1*

0*,º11,33*5

Pr),(*3

02177,0*,93,45*,173,1*,6,424*

0686,1,º13,46)(*2

,

08482,0*,79856,1*,55,10*,313,410

º63,9,2481,01Re

*4*4*4

4*4

3333

3

3

3

23222

*2*2

3

1131*1

11

=→∴

=

===

==

====

==→

====

==

====

==

( )kgkJhhW

PontooisentrópicnãovaporacompressãodeTrabalho

CP 3,14)3,4106,424(**

*2.

12 =−=−=

• Vazão Mássica de Fluido Refrigerante.

skgm

deotransmissãdesistemanopotênciadeperdaaarbitrandokWdeElétricoMotornomedidapotênciaadoConsideran

hhmPCOMPRESSOR

0229,03,14

3281,0%.15

,386,0)**(*

*

21

*

==∴

−=

4.4.4.3 Resultados. • Eficiência de Compressão.

( )( )

( )( ) %3,270100

3,149,38

,Re,*

*1*2

12 =×=−−

==hhhh

kgkJCompressãodealTrabalhokgkJcoIsoentrópiCompressãodeTrabalho

CPη

• Vazão Volumétrica na entrada do Compressor

sLitrosV

sm

kgm

skgaVolumétricVazãoV

específicovolumemassicavazãoavolumétricVazão

94,1*

001942,008482,0)(0229,0*

1

33

1

=

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛×==

×=

• Vazão Volumétrica na saída do Compressor.

sLitrosV

sm

kgm

skgaVolumétricVazãoV

5,0*

000498,002177,0)(0229,0

2

33

*2

≅

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛×==

• Condensador, Calor Removido.

( ) ( )*

3 2* * * 0,0229 241,7 424,6 4,18841* 4, 2

cd

cd

q m h h kWq kW

= − = − = −

=−

• Eficiência de Condensação

Análogo a eficiência de Compressão.

( )( )( )( ) %110100

2,1824,200*

100**

*23

23

=×−−

=

×−−

=

CD

CD hhhh

η

η

.

• Evaporador

( ) ( )

kgkJEfrigeraçãodeCapacidade

EspecíficofrigeraçãodeEfeitorealizadoTrabalhokWq

skJ

kgkJ

skghhmq

EV

EV

EV

6,184Re

Re,23,4

23,4)(2406,424)(0229,0*** 41

*

==

=

=−=−=

• Eficiência de Evaporação

( )( )( )( ) %3,97100

6,18405,166*

100**

*41

41

=×=

×−−

=

EV

EV hhhh

η

η

• Coeficiente de Eficácia (COP)

( )( ) 91,12

3,146,184*

Re*

==

=

EV

EV LíquidoTrabalhoÚtilfrigeração

η

η

Tempo de remoção de calor.

Potencia do compressor 0,323 kJs=

( arg ) 2,52 7,8 7 48min

0,323Potencia Necessaria C aTermica h h

Potencia de refrigeraçao= = =

Temos a potência do compressor e a carga térmica do produto, portanto temos que tempo estimado para remoção de toda a carga térmica é de 7,8 Horas ou 7h:48min.

Eficiência de compressão:

A eficiência de cη compressão em porcentagem é dada por,

, 100Re , /c

Trabalho decompressaoisoentropica kJ kgTrabalho al de Compressao kJ kg

η = ×

Onde os trabalhos de compressão são referidos as mesmas pressões de aspiração e descarga.

2 1

2 1

448,15 410,6 37,55

455,8 410,9 44,9

37,55 100 83,63%44,9

R R

c

kJTrabalho decompressaoisentropica h hkg

kJTrabalho real decompressao h hkg

η

= − = − =

= − = − =

= × =

Calor removido pelo condensador Para a bancada temos como condensador um trocador de calor em contra corrente, condensação a ar, calcularemos agora a taxa de calor transferida e a eficiência do sistema. Temos:

Fig. 4.4.1 Condensação a ar

Fazendo o balanço de energia no condensador, três equações fundamentam o sistema:

Tar,ext=24ºC Trefr,Ent = 45ºC

Tar,saída= 27,96ºC Tsaída, Refr = 33,34º C

( )( )( ) ( )( ) ( )

, ,

, ,

, , , ,

, , , ,ln

AR AR SAIDA Ar ENTRADA

REFRIG REFRIG ENTRADA REFRIG SAIDA

REFRIG ENTRADA AR SAIDA REFRIG SAIDA AR ENTRADA

REFRIG ENTRADA AR SAIDA REFRIG SAIDA AR ENTRADA

q W T T fluido ar

q W T T Fluido refrigerante

T T T Tq U A

T T T T

= − ⇒

= − ⇒

− − −=

− − −

( )

( )

( )

1 2

1 2

2

,,

(, , )

,, º

Ondeq taxa detranferencia de calor W

kgw w vazao massica dos fluidos scp cp coeficiente detransferencia decalor J kg Kt temperatura C

U Coeficiente global detransferencia decalor W m K

A Area deTransferencia d

⎡ ⎤⎣ ⎦

=

=

=

=

=

= ( )2

,

,

,

,

,

45,20º33,11º

24º.

27,96º

REFRIG REFRIG REFRIG

AR AR AR

REFRIG ENTRADA

REFRIG SAIDA

AR ENTRADA

AR SAIDA

ecalor m

W w cpW w cpT CT CT C Temperatura ambientecontrolada por ar condicionadona sala deensaio

C Temperatura na saida

==

=

=

= ⇒

= ⇒

2

2

1 1 1

, 0,1180,001

0,08850,

TUBO ar

AR AR AÇO TUBO REFRIG REFRIG AÇO ALETA

AR

tubo

TUBOS

cd

docondensadorCalculandoocoeficiente global Tranferencia decalor

x h PU A h A k A h A k A

A espaçoentre tuboe aletas mx espessura dotubo m

A mA

= + + +

== =

==

( )

2

2

081125

0,22(2 0,26 2 0,01) 80 43,2

45º

0,03

(

ALETA

PERIMETRO DA ALETA

AR

REFRIG

A mP m

h Coeficiente detransferencia decalor por convecçao do ar atmosferico a C

W m K

h Coeficiente deTransferencia decalor do Fluido refrigerante

== × + × × =

=

=

( )( )

( )2

39 401 )47º 0,01356

58,71 1 0,001 1 0,03 43,2 1

0,03 0,118 58,7 0,0885 0,01356 0,0885 0,22 1121,67

1121,67

Aço

MP R Aatemperatura de C W m K

K W m K

U A

WUA m K

−

=

=

×= + + + =

× × ×

=

( )( ) ( )

22

45,2 27,96 (33,11 24)1121,67 0,081125( ) (º )

ln 45,20 27,96 33,11 24

353CONDENSADOR

Wq m Cm K

q W

⎛ ⎞− − −⎛ ⎞∴ = × × ⎜ ⎟⎜ ⎟ ⎜ ⎟− − −⎡ ⎤⎝ ⎠ ⎣ ⎦⎝ ⎠

≅

4.5 Cálculos de custo operacional

4.5.1 Calculo do custo operacional, motor elétrico trifásico. Resultados do experimento:

Re dim :

0,38, 1,2211

, :cos 0,65

3 cos

3 cos380

3 211 0,65 1,2

FN

FN

Cálculo do n ento do Motor Elétrico TrifásicoValores ExperimentaisPotência kWCorrente I ATensão VPara sistema elétricoTifásico neutro temos

P V IP

V I

ϕϕη

ηϕ

η

η

==

=+

==

=

=× × ×

=0,77Re dim 77%n ento do Motor ElétricoTrifásico

2

2

:

211 175,83 .1,2

175,83 1,2 253,2

DISSIPADA

DISSIPADA

Efeito JouleP R I

R

P W

=

= = Ω

= × =

4.5.2 Calculo do custo operacional, motor elétrico monofásico.

Re dim :

0,386, 5,35215

, :cos 0,67

cos

cos385

215 0,67 5,350,499

Re dim

FN

FN

Cálculo do n ento do Motor Elétrico MonofásicoValores ExperimentaisPotência kWCorrente I ATensão VMonofásico neutro temos

P V IP

V I

n ento do

ϕϕη

ηϕ

η

η

==

=+

==

=

=× ×

=50%Motor Elétrico Monofásico

2

2

:

215 40,19 .5.35

40.19 5,35 1150,25

DISSIPADA

DISSIPADA

Efeito JouleP R I

R

P W

=

= = Ω

= × =

Capítulo 5 – Resultados. Neste item faremos uma análise gráfica dos resultados experimentais. Resumo dos resultados experimentais tabela 5.1.

Tabela Comparativa MOTOR Monofásico Trifásico Rendimento 50% 77% Efeito Joule 1,15kW 0,253kW Vazão mássica de Refrigerante R-401ª 0,0229 kg s 0,0075kg s Eficiência de compressão 270,3% 37,07%

Vazão Volumétrica na entrada do compressor 1,94 L s 0,825 L s Vazão Volumétrica na saída do compressor 0,5 L s 0,1633 L s Calor Rejeitado no Condensador 4,2kW− 1,372kW− Eficiência da Condensação 110% 90,78% Trabalho no Condensador 182,2 kJ kg 182,9 kJ kg Calor Removido no Condensador 4,23kW 1,28kW Eficiência do Evaporador 94,83% 97,3% Trabalho no Evaporador 184,6 kJ kg 170,65kJ kgCOP 12,1 4,53 Pressão de Sucção no compressor 0,248MPa 0,24 MPa Pressão de Descarga do Compressor 1,1582 MPa 1,0686 MPa Potência consumida pelo motor elétrico 380W 380W Tempo de ensaio*. 275min 260min Tabela 5.1. Resumo dos resultados experimentais. * Tempo de ensaio para remoção da carga térmica, 135 litros de água da temperatura ambiente para 7,7ºC. Analisando os resultado da tabela 5.1 acima, nota-se que o sistema trabalhou mais suave com o motor trifásico, uma vez que tivemos um maior rendimento.

5.2 Gráficos

5.2.1 Evolução da queda de temperatura da água.

0 50 100 150 200 250 300

8

10

12

14

16

18

20

22

24

26

Tem

pera

tura

ºC

Tempo (min)

Motor Elétrico Nonofásico Motor Elétrico Trifásico

Gráfico 5.2.1 Monitoramento da temperatura no tanque de água

5.2.2 Evolução da Temperatura de Superaquecimento

0 50 100 150 200 250 3008

10

12

14

16

18

20

22

24

26

TEM

PER

ATU

RA

(ºC

)

TENPO(min)

Motor Monofásico Motor Trifásico

GRAFICO EVOLUTIVOTemperatura de Superaquecimento de Evaporação

Gráfico 5.2.2 Monitoramento da Temperatura de Superaquecimento a Pressão de Evaporação

5.2.3 Monitoramento das Pressões de Evaporação.

0 50 100 150 200 250 300-0,02

0,00

0,02

0,04

0,06

0,08

0,10

0,12

0,14

0,16

0,18

Pres

são

MPa

Tempo(min)

Motor Monofásico Motor Trifasico

Gráfico Evolutivo Pressões de Sucção

Gráfico 5.2.3 Monitoramento das Pressões de Evaporação

5.2.4 Monitoramento das Pressões de Condensação.

0 50 100 150 200 250 300

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

Pres

são(

MP

a)

Tempo(min

Motor Trifásico Motor Monofásico

Grafico EvolutivoPressões de Condensação, Descarga

Gráfico 5.2.4 Monitoramento das pressões de condensação.

5.2.5 Monitoramento das Potências consumidas nos Motores

0 50 100 150 200 250 300

0

100

200

300

400

500

600

Pot

ênci

a (W

)

Tempo(min)

Motor Monofásico Motor Trifásico

Curva de Consumo

Gráfico 5.2.5 Curva de Consumo.

5.2.6 Gráfico de Potencias de partida.

0 100 200 300 400 500 600-100

0

100

200

300

400

500

600

700

501 W25 s

Potê

ncia

(W)

Tempo (s)

Motor Monifásico Motor Trifásico

Monitoramento de Partida696 W40 s

Velocidade sincronaem 45s

Velocidade sincronaem 9min9s

Gráfico 5.2.6 Acompanhamento das potências de Partida.

Capítulo 6 – Considerações Finais. Este estudo, concluí que os aspectos de refrigeração estão muito próximos para qualquer um dos motores, o que era de se esperar, pois estamos aplicando ao eixo movido do compressor a mesma rotação. Algumas variações podem ocorrer em função de ligeiras diferenças da temperatura da água na entrada do tanque, das condições externas, e de alterações de temperatura no interior da sala. Como comentado no capítulo 1, a principal restrição para instalações trifásicas se deve ao custo de investimento no padrão de entrada de energia elétrica da rede, dependendo da instalação aproximadamente R$ 1000,00. Para este tipo de situação, avanços na área de eletrônica de Potência, resolveram esta situação através de conversores de potência de CA / CA de monofásico para trifásico. Constatamos inúmeras vantagens do motor trifásico em relação ao monofásico, entre elas: O motor trifásico entra em velocidade síncrona mais rápido que o monofásico, torque de aceleração, este fato foi demonstrado ao medirmos as potências de partida para cada motor, constatamos que no monofásico a potência de pico chegou a 680 W e demorou 9 minutos para entrar em regime, ao passo que o trifásico o pico ocorreu com 570 W e a estabilidade foi alcançada em apenas 50 segundos. Isso se deve ao fato de que o motor trifásico não precisar de sistemas de capacitores, chave centrífuga (comutação de partida) como é necessário no motor monofásico. Questões entre a relação da energia de demanda e de consumo, fator de potência, a relação no trifásico é em média 0,7 enquanto no monofásico 0,65m fazendo o trifásico compensar um menor custo de energia elétrica.3 O ruído do motor monofásico é muito maior, este fato se deve principalmente da chave de comutação. O tamanho da bitola dos fios trifásicos é bem menor que monofásicos, pois a corrente elétrica no monofásico é bem maior contribuindo para perdas de efeito Joule maior e queda de rendimento

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- Medeiros, de F. Solon. “Medição de Energia Elétrica” 4º Edição LTC Livros Técnicos e Científicos Editora. - Moffat, J. Robert “Describing the Uncertainties in Experimental Results” Satnford University. - Refrigeração Comercial, Coleção Técnica Editora Nova Técnica - Sanaye, S. and Malekmohammadi, H.R. “Thermal and Economical Optimization of Air Conditioning Units whit Vapor Compression Refrigeration System” Department of Engineering, Iran University of the Science Technology. - Tasson, S.A. and Qureshi, T.Q. “Comparative performance evaluation of positive displacement compressor in variable speed refrigerant applications” Department of the Mechanical Engineering, Brunel University, Uxbridge, Middlesex, UK. - Vieira, Jr. Aleberto “ Elementos de Máquinas” Faculdade de Engenharia Industrial –FEI. - Whalley, P.B. “ Boiling, Condensation, and Gas – Liquid Flow” Department on Engineering Science, University of Oxford.