DIMENSIONAMENTO E AVALIAO DO CICLO DEREFRIGERAO DE SISTEMA DE CLIMATIZAO

AUTOMOTIVO1

Eduardo Oliveira dos SantosVisteon Sistemas Automotivos LTDA

Av. Orlanda Bergamo, 1000Cumbica

07220-901 Guarulhos SPe-mail 1: esantos7@visteon.com

Prof. Dr. Arlindo TribessEscola Politcnica da Universidade de So Paulo

Departamento de Engenharia MecnicaAv. Prof. Mello Moraes 2231

05508-900 So Paulo, SP Brasile-mail: atribess@usp.br

AbstractHuman being spends a large amount of energy to satisfy its comfort needs. In the automotive

applications, air conditioning is the second larger energy consumption system, after the mobility systemitself. The refrigeration system for automotive application has peculiar characteristics, which are differentfrom other refrigeration systems. In an automotive application, variation of several conditions are highlysignificant, so the system must be designed to operate satisfactorily under all these conditions and to providethermal comfort with smallest possible energy consumption. The objective of this work is to present theproject of a refrigeration cycle for a compact size vehicle in order to meet thermal load requirements of aspecific wind tunnel test. The project includes the sizing of main components of a refrigeration cycle such ascompressor, condenser, evaporator and expansion device. The refrigeration cycle is designed by following adesign procedure, in order to meet the calculated thermal load. The performance of the refrigeration cycle isevaluated with the use of a proposed simulation procedure, and the results are compared with the actualvehicle test results. The results achieved with the proposed simulation model are acceptable. The model canbe used to predict the impact of a modification in the refrigeration cycle such as a component change, or evento predict the system balance point under different operating conditions.

Key-words: automotive engineering, air conditioning, refrigeration, thermal comfort, thermal load.

ResumoO ser humano consome grandes quantidades de energia para satisfazer as suas necessidades de conforto.

Em um veculo automotivo, depois da mobilidade em si, o ar condicionado o maior consumidor de energia.O sistema de climatizao para aplicaes automotivas tem caractersticas particulares, diferentes de sistemasde climatizao para outros ambientes. Em uma aplicao automotiva a variao de condies bastantesignificativa, de modo que o sistema deve ser projetado para funcionar sob todas estas condies e propiciarcondies de conforto trmico com o menor consumo de energia. No presente trabalho o objetivo o projetode um sistema de refrigerao que atenda aos requerimentos de carga trmica para um automvel compactoem um ensaio especfico realizado em tnel de vento. O projeto engloba o dimensionamento doscomponentes principais do ciclo de refrigerao como compressor, condensador, evaporador e o dispositivode expanso. A partir da carga trmica, o ciclo de refrigerao foi dimensionado seguindo-se o procedimentode projeto. A avaliao do desempenho do ciclo foi realizada por meio de um procedimento de simulaoproposto, e os resultados comparados com os do veculo testado. Os resultados obtidos com o modelo desimulao proposto so bastante razoveis. O modelo pode ser utilizado para prever o impacto demodificaes no ciclo de refrigerao, como a troca de componentes, ou mesmo para prever o funcionamentodo sistema sob diferentes condies de operao.

Palavras-chave: Engenharia automotiva, ar condicionado, refrigerao, conforto trmico, carga trmica

1 Artigo extrado da dissertao: Dimensionamento e avaliao do ciclo de refrigerao de sistema de

climatizao automotivo, de Eduardo Oliveira dos Santos, apresentada Escola Politcnica da Universidadede So Paulo para obteno do Ttulo de Mestre em Engenharia Automotiva sob a orientao do Prof. Dr.Arlindo Tribess.

11. INTRODUOO desenvolvimento de sistemas de refrigerao para automveis surgiu no incio dos anos de 1930 nos Estados

Unidos. Em 1933 a General Motors iniciou os trabalhos com o sistema de refrigerao por compresso de vapor usandorefrigerante R12. Em 1939 a Packard Motor Car lanou o primeiro sistema original de fbrica completo de refrigeraoe aquecimento (Figura 1). A General Motors introduziu o sistema de ar condicionado na linha Cadillac em 1941 (Bhatti,1999a), e desde ento a demanda por este item de conforto vem aumentando continuamente.

Figura 1 Primeiro sistema de ar condicionado desenvolvido pela Packard Motor Car em 1939 (Bhatti, 1999a)No presente trabalho o objetivo o projeto de um ciclo de refrigerao que atenda aos requerimentos de carga

trmica para um automvel compacto em um ensaio especfico realizado em tnel de vento. O projeto engloba odimensionamento dos componentes principais como compressor, condensador, evaporador e o dispositivo de expanso.Os resultados dos clculos tericos so comparados com o dimensionamento do veculo real.

Por fim, a avaliao do desempenho do ciclo de refrigerao realizada por meio de um procedimento desimulao proposto, e os resultados comparados com os do veculo real.

2. CONFORTO TRMICO E SEGURANADiversos aspectos de conforto trmico em automveis esto relacionados com questes da segurana veicular,

como o desembaamento e descongelamento dos vidros, o nvel de ateno dos motoristas, o stress trmico e aqualidade do ar no interior do veculo, de tal forma que h regulamentaes especficas sobre o assunto estabelecidaspelas autoridades de transporte de cada pas ou regio, como a EEC 78/317 na Comunidade Europia e a FMVSS-103nos Estados Unidos (Bosch, 2000).

2.1. Conforto trmicoConforto trmico definido pela norma ASHRAE 55 (ASHRAE, 2004) como sendo um estado de esprito que

reflete satisfao com o ambiente trmico que envolve a pessoa. O corpo humano gera calor continuamente e a suatemperatura interna deve ser controlada dentro de limites estreitos para evitar o desconforto e o stress trmico. O calorgerado deve ser dissipado para o ambiente de forma a manter a temperatura interna dentro desses limites. O modelodesenvolvido por Fanger (1972), baseado no balano de energia do corpo humano, um dos mais utilizados para aavaliao de conforto trmico. Nesse modelo o conforto trmico avaliado pelos ndices PPV (Predicted Percentage ofdissatisfied) e PMV (Predicted Mean Vote). O trabalho de Fanger (1972) a base da norma ISO 7730 (ISO, 1994) deconforto trmico.

A ASHRAE 55 (ASHRAE, 2004) tambm apresenta grficos para a determinao das condies de confortotrmico em ambientes condicionados - as Cartas de Conforto da ASHRAE.

Diversos avanos na avaliao do conforto trmico em veculos tm sido obtidos com o uso de manequinstrmicos (ISO 14505-2, 2004), e a tendncia para o setor o uso de manequins virtuais para avaliao de confortotrmico nas fases iniciais do desenvolvimento dos veculos (Santos, 2005).

3. CARGA TRMICAPara se atingir as condies de conforto trmico em ambientes condicionados o primeiro passo no processo de

clculo de um projeto de equipamento de refrigerao a determinao da carga trmica. necessrio se fazer umadistino entre carga trmica e ganho de calor, e a ASHRAE (2001) apresenta esta distino claramente, definindo:

a) Carga trmica como sendo a taxa de calor que deve ser removida de um determinado local para se manter atemperatura do ar interior em um valor constante.

b) Ganho de calor como sendo a taxa instantnea em que o calor transferido para um ambiente ou geradointernamente.

2Em edificaes com sistema de ar condicionado central, clculos de carga trmica realizados como se fossemganhos de calor resultariam em valores maiores do que a carga trmica real do ambiente. Nos automveis o sistema derefrigerao deve retirar cargas maiores do que aquelas calculadas mesmo considerando a carga trmica como sendoaquela relativa aos ganhos de calor, pois h a necessidade de se retirar tambm o calor armazenado no veculo(estacionado ao sol, por exemplo) em tempo curto de 20 a 30 minutos no mximo (o perodo de resfriamento do ar: cooldown).

3.1. Ensaio em tnel de ventoA realizao de ensaios de desempenho de sistemas veiculares em tneis de vento (Figura 2) apresenta uma srie

de vantagens: permite a verificao de repetitividade de resultados, a possibilidade de executar os ensaiosindependentemente das condies climticas do local de ensaio, simular diversas condies de conduo do veculo emestrada ou com o veculo parado e a possibilidade de coletar vrios dados com boa preciso.

Figura 2 Tnel de vento tpico para testes veiculares (Ransco Industries, 1999)As condies de projeto para determinao da carga trmica so aquelas do ensaio de desempenho do sistema de

climatizao realizado em tnel de vento.

Condies de ensaio em tnel de vento: Temperatura ambiente 43C Umidade relativa 40% Incidncia solar 1000W/m2 Velocidades: 50km/h, 100km/h, marcha lenta. Carga do dinammetro (fora trativa): Calculada para cada velocidade em funo de parmetros do veculo

(peso, rea frontal, coeficiente aerodinmico, etc).Operao do veculo:

A/C (ar condicionado) frio mximo e ventilao mxima Recirculao (sem renovao de ar) Ventilao frontal

3.2. Determinao dos ganhos de calorEm um veculo automotivo, h diversos ganhos de calor que contribuem para a carga trmica total, como segue:

Conduo de calor atravs da carroaria e vidros Irradiao solar pelos vidros Conduo de calor do compartimento do motor Pessoas no interior do veculo Equipamentos internos (motores, ventiladores e iluminao). Infiltrao / Renovao de ar

Os resultados dos clculos dos ganhos de calor para o veculo compacto na condio de teste em tnel de ventopodem ser encontrados na Tabela 1.

3.3. Determinao da carga trmica efetivaA partir dos dados coletados em um ensaio em tnel de vento possvel calcular a carga trmica efetiva do

equipamento de ar condicionado, atravs do uso das propriedades psicromtricas do ar mido. Os resultados soapresentados na Tabela 2. Os detalhes dos clculos apresentados nas Tabelas 1 e 2 podem ser encontrados em Santos(2005).

3Tabela 1 Ganhos de calor para um ensaio em tnel de ventopara um veculo compacto

50km/h 100km/h M. LentaConduo por paredes e vidros Qk [W] 717,2 734,2 768,4Conduo de calor do motor Qm [W] 107,7 107,7 107,7Radiao solar Qs [W] 524,6 524,6 524,6Ventiladores Qeq [W] 256,0 256,0 256,0Infiltrao Qi [W] 757,2 864,3 0,0

[W] 2362,7 2486,9 1656,8TOTAL

Tabela 2 Carga trmica do equipamento1 2 3

50 km/h 100km/h M. Lenta

Temperatura interna T_int [C] 28.7 23.9 34.3

Umidade relativa interna HR_int % 0.42 0.47 0.47

Temperatura de descarga T_desc [C] 11.5 9.3 21.5

Ponto de orvalho Dew [C] 14.5 11.9 21.4

Vazo volumtrica de ar V_ar [m3/s] 0.12 0.12 0.12

Carga trmica Q_evap [kW] 4.3 3.7 3.5

Condies ambientais

Como possvel observar, a carga trmica maior do que o ganho de calor em regime permanente, devido liberao do calor armazenado nas massas internas da cabina durante o aquecimento. Isso significa que projetar osistema de ar condicionado para o ganho de calor (em regime permanente) resultaria em um equipamentosubdimensionado.

4. CICLO DE REFRIGERAOO processo de refrigerao da cabina de um automvel consiste em remover o calor do seu interior e dissipar este

calor no ambiente externo. O sistema capaz de executar essa funo precisa ser leve e compacto, para que possa serinstalado nos pequenos espaos disponveis no automvel. Alm disso, precisa ser o mais eficiente possvel dentro dascondies impostas, pois o consumo de energia envolvido no processo significativo. O custo do sistema um outrofator muito importante. Mesmo com todos os avanos tecnolgicos e com a produo em escala, o sistema derefrigerao ainda um dos opcionais de conforto mais caros de um automvel.

Por esses motivos, entre as diversas formas de se remover calor de um ambiente mais frio para um mais quente, osistema adotado em automveis o ciclo de refrigerao por compresso de vapor.

4.1. Ciclo real de refrigerao por compresso de vaporEm um ciclo real de refrigerao por compresso de vapor ocorrem irreversibilidades que reduzem a eficcia do

sistema. Devido ao atrito no fluido ao escoar entre as paredes internas dos trocadores e das tubulaes, ocorre umaperda de carga, demostrada pelas linhas cheias da Figura 3. difcil garantir que o refrigerante que sai do condensadore o que sai do evaporador estejam exatamente sobre a linha de saturao. Uma prtica comum nas aplicaes derefrigerao adotar algum subresfriamento na sada do condensador e um superaquecimento na sada do evaporador,conforme mostrado na Figura 3. importante observar que algum subresfriamento conveniente, pois alm de garantirque somente refrigerante lquido entre no dispositivo de expanso, o efeito de refrigerao aumenta proporcionalmente diferena de entalpias mostrada entre as linhas cheia e tracejada no processo 3-4 da Figura 3.

Por fim, para se atingir uma transferncia de calor adequada com trocadores de calor de dimenses praticveis, preciso projetar a temperatura de condensao acima da temperatura do ar externo e a temperatura de evaporaoabaixo da temperatura desejada no interior da cabina, como pode ser visto na Figura 4. Este fator acaba por reduzirsignificativamente o coeficiente de performance.

4.2. CompressorUm diagrama simplificado, em corte, de um compressor de pistes com deslocamento fixo com prato oscilante

pode ser visto na Figura 5.

Para este compressor, a vazo mssica de refrigerante pode ser calculada como:

rr nLD

m pi =

vol

2

N4

[kg/s] (1)onde:

rm

= vazo mssica de refrigerante [kg/s]D = dimetro dos pistes [m]L = curso dos pistes [m]n = rotao do compressor [s-1]N = nmero de pistesr = densidade do refrigerante [kg/m3]vol = eficincia volumtrica

4Figura 3 Ciclo real de refrigerao por compresso devapor (Stoecker, 1985) Figura 4 Diagrama T-s de um ciclo real de refrigerao

por compresso de vapor (Moran e Shapiro, 2004).

Figura 5 Diagrama simplificado, em corte, de um compressor radial de pistes.

4.3. CondensadorDentro do condensador ocorre o processo de mudana de fase do refrigerante, de vapor para lquido. O

condensador pode ser dividido em trs regies distintas sob o ponto de vista do estado do refrigerante. Uma regiomonofsica de reduo do superaquecimento (vapor), uma regio de mudana de fase (condensao) e uma regio desubresfriamento (lquido). Na regio de reduo de superaquecimento o coeficiente global de troca de calor menor quena regio de condensao, porm esta reduo compensada pelo fato das diferenas de temperaturas serem maiores(Stoecker, 1985). A regio de subresfriamento ocupa um pequeno volume do condensador. Com estas consideraes,admite-se que a troca de calor ocorre na regio de mudana de fase. A Figura 6 apresenta um condensador do tipo detubos planos com fluxo paralelo e microcanais, com aletas tipo louver. Este o tipo de condensador mais utilizadonas aplicaes automotivas atualmente.

Neste trabalho o mtodo -NUT foi utilizado para os clculos dos trocadores de calor devido sua praticidadeprincipalmente no caso da simulao de desempenho do sistema. Mais detalhes sobre o clculo de trocadores de calorpelo mtodo -NUT podem ser encontrados em Kays e London (1984) e Incropera e DeWitt (1998).

4.4. EvaporadorO evaporador um trocador de calor que tem a funo de remover o calor do ambiente refrigerado. O refrigerante

entra no evaporador como uma mistura bifsica e pode sair como um vapor superaquecido ou como uma misturabifsica. Tipicamente os sistemas com expanso em tubos de orifcio permitem que haja algum lquido na sada doevaporador, ou seja, um ttulo ligeiramente menor que 100%.

A Figura 7 mostra um evaporador de placas e aletas, constitudo de pares de placas de alumnio estampadas demaneira a formar os canais por onde circula o refrigerante, com fileiras de aletas finas de alumnio soldadas entre ospares de placas por um processo de brasagem. Este tipo de evaporador largamente utilizado na indstriaautomobilstica, e o mesmo tipo utilizado na aplicao em estudo neste trabalho.

5Figura 6 Esquema de um condensador de tubos planos commicrocanais e aletas tipo louver, com fluxo paralelo,

(Jabardo et al, 2002).

Figura 7 Evaporador de placas (vila, 2002)O evaporador analisado praticamente da mesma forma que o condensador. No entanto um aspecto importante faz

com que o modelamento do evaporador seja um pouco mais complexo, que a presena de condensao de gua nasuperfcie do lado ar.

4.5. Dispositivo de expansoNo mercado automobilstico, os dispositivos de expanso mais comuns so a vlvula de expanso termosttica e o

tubo de orifcio calibrado, sendo este ltimo o foco deste estudo.

O tubo de orifcio do sistema de refrigerao automotivo tem uma construo simples e barata, e de fcilmanuteno. Um esquema de um tubo de orifcio tpico mostrado na Figura 8. O tubo de orifcio fixo consiste de umtubo curto de seo constante que, juntamente com o compressor, permite dois nveis de presso para promover o efeitode refrigerao. Se comparado com os tubos capilares, o tubo de orifcio apresenta uma montagem mais robusta epermite vazes maiores de refrigerante para a operao em um sistema automotivo (Hernandez Neto, 1998).

O escoamento do refrigerante no interior do tubo envolve um aspecto conhecido como flashing, que consiste navaporizao de parte do refrigerante responsvel pela reduo da sua prpria temperatura, de modo que parte do efeitode refrigerao disponvel consumida neste processo (Dossat e Horan, 2001). Um outro aspecto a condio deblocagem. Nesta condio o escoamento atinge a velocidade snica, fazendo com que a vazo de refrigerante independada presso de sada do tubo. A vazo do refrigerante depende da presso e do subresfriamento na entrada do tuboorifcio e das propriedades dimensionais do tubo. Hernandez Neto (1998) apresenta um estudo aprofundado sobre oescoamento do refrigerante R134a em tubos de orifcio, com um modelo analtico e um modelo semi-emprico baseadoem vrios experimentos com R134a e com nitrognio. Os resultados dos experimentos de Hernandez Neto soutilizados no projeto e simulao do sistema deste trabalho.

4.6. Acumulador de lquidoO acumulador de lquido (Figura 9), embora no seja parte do ciclo de refrigerao em si, tem quatro funes

importantes, como segue:

Evitar que refrigerante lquido chegue ao compressor, j que a expanso em tubo de orifcio fixo permite quehaja lquido na sada do evaporador. Por esta razo, o acumulador est instalado na suco do compressor;

Servir como reservatrio para o excedente de refrigerante no sistema; Filtrar e remover a umidade do refrigerante; Garantir e controlar a circulao de leo refrigerante pelo sistema. O leo fica acumulado no fundo do

reservatrio e aspirado junto com o refrigerante atravs de um filtro com um orifcio calibrado.A presena de leo em circulao reduz a capacidade de refrigerao do sistema, porm o acumulador garante que

esta quantidade seja pequena (cerca de 4% a 6% da massa de refrigerante em circulao). No presente trabalho o efeitodo leo em circulao foi desprezado.

5. DIMENSIONAMENTO DO CICLO DE REFRIGERAOAs equaes utilizadas no projeto foram resolvidas com o uso do software Engineering Equation Solver, EES

(EES, 2003). Alm da resoluo das equaes, o software fornece propriedades termodinmicas de diversassubstncias, como o ar mido e o refrigerante R134a.

O procedimento inicia-se pela seleo de um evaporador que atenda carga trmica desejada com a temperaturainterna e de descarga requeridas, e com a vazo de ar desejada. Espera-se obter como resultado as dimenses do

6evaporador e a temperatura de evaporao. O resultado apresentado na forma do produto do coeficiente global detransferncia de calor pela rea de troca de calor, UA (kW/C).

Figura 8 Esquema de um tubo de orifcio (HernandezNeto, 1998).

Figura 9 Acumulador de lquido (vila, 2002)

O evaporador foi calculado pelo mtodo -NUT. O procedimento adota como premissa um valor recomendadopara a efetividade do evaporador, baseando-se nas prticas do setor automobilstico. Em seu artigo, BHATTI (1999b)analisa que os evaporadores usados em automveis operam atualmente com uma efetividade bastante alta, da ordem de0,8 < evap < 0,9, e esses valores foram adotados.

Em seguida determina-se os pontos de trabalho do ciclo de refrigerao. preciso conhecer os valores desejadosdo subresfriamento e do superaquecimento na entrada do compressor, e a temperatura do ar externo para o condensador.Neste passo determinam-se as presses de evaporao pevap e condensao pcond, a temperatura de condensao Tcond e avazo mssica de refrigerante.

Determina-se ento o deslocamento volumtrico que o compressor deve ter para que ele seja capaz de fornecer avazo mssica necessria. Para a determinao do deslocamento volumtrico, ser necessrio conhecer de antemo ascurvas de eficincia volumtrica de uma gama de compressores disponveis que se pretende utilizar. Uma vez calculadoo deslocamento volumtrico requerido, verifica-se a adequao do compressor ao projeto. As curvas de eficinciavolumtrica do compressor que se pretende utilizar so mostradas na Figura 10. Estas curvas foram obtidas por meio doajuste dos dados experimentais dos testes do compressor pelo fabricante em um calormetro (Santos, 2005).

Eficincia Volumtrica SC = 10C

0,35

0,4

0,45

0,5

0,55

0,6

0,65

0,7

0,75

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500Rotao do compressor [min-1]

Efic

inc

ia V

olum

tric

a

5678910

Razo de compresso(PR)

Figura 10 Curvas de eficincia volumtrica de um compressor de 154cm3.

Outros resultados deste clculo so a quantidade adicional de calor resultante da compresso no-isoentrpica,inW

(kW), o coeficiente de performance (COP) e a temperatura de descarga do compressor Tdesc (C). Para esses clculosser necessrio conhecer a curva de eficincia isoentrpica do compressor, mostrada na Figura 11, obtida por meio doajuste dos dados experimentais dos testes do compressor pelo fabricante em um calormetro (Santos, 2005).

O prximo passo calcular o condensador. O clculo do condensador feito pelo mtodo -NUT. Da mesmaforma que para o evaporador, admite-se um valor recomendado para a efetividade do condensador. BHATTI (1999b)considera para o condensador valores de efetividade 0,2 < cond < 0,4, e esses valores foram adotados.

O resultado do procedimento ser o valor do produto UA (kW/C) e a vazo de ar necessria para a efetividadeadotada. Tanto para o condensador como para o evaporador, a relao -NUT adotada aquela em que um dos fluidossofre mudana de fase (Eq. 2).

7)1ln( =NUT (2)Por fim determina-se o dimetro do tubo de orifcio adequado para o projeto O dimetro adequado selecionado

em um grfico gerado a partir do ajuste dos dados experimentais de Hernandez Neto (1998), que apresenta resultados devazo para valores de subresfriamento desde 0C at 45C, para cinco dimetros de tubos diferentes. O projeto adota umsubresfriamento de 10C como sendo um valor adequado, conforme mostrado na Figura 12 (Santos, 2005).

Eficincia Isoentrpica SC = 10C

0,45

0,5

0,55

0,6

0,65

0,7

0,75

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500

Rotao do compressor [min-1]

Efic

incia

isoe

ntr

pica

Figura 11 Curva de eficincia isoentrpica de umcompressor de 154cm3

Subresfriamento 10C

20,0

25,0

30,0

35,0

40,0

45,0

50,0

55,0

60,0

65,0

70,0

1250 1500 1750 2000 2250 2500 2750 3000 3250

Presso de entrada [kPa]

Vaz

o d

e re

frig

eran

te [g

/s]

1,70 [mm]1,58 [mm]1,45 [mm]1,32 [mm]1,19 [mm]

Dimetro do tubo

Figura 12 Curvas dos tubos de orifcio para subresfriamentoSC = 10C

5.1. Dados de entrada para o projetoOs dados de entrada para o projeto esto mostrados na

Tabela 3. Os dados de temperatura, umidade e rotao do motor foram obtidos dos testes em tnel de vento doveculo compacto para o qual se pretende dimensionar o equipamento de ar condicionado. A vazo de ar do evaporador(0,120 m3/s) a mesma do veculo analisado.

Os valores de superaquecimento na entrada do compressor e o subresfriamento foram adotados como sendoadequados para um sistema deste tipo. Aplicando-se o procedimento de projeto apresentado na Figura 13, chega-se aosresultados mostrados na Tabela 4.

O passo seguinte selecionar o tubo de orifcio. A escolha do tubo de orifcio feita atravs do grfico da Figura 12, com osvalores de SC da

Tabela 3 e Pcond e rm

da Tabela 4. Observa-se que o tubo de 1,32mm estabelece uma vazo ligeiramente superiorao necessrio, enquanto que o tubo de 1,19mm fica aqum do necessrio. A melhor escolha para este projeto portanto o tubo de 1,32mm.

Tabela 3 Dados de entrada para o projeto do ciclo derefrigerao

1 2 350 km/h 100km/h M. Lenta

Temperatura interna T_int [C] 27,8 23,9 34,3

Umidade relativa interna % 42% 47% 47%

Temperatura de descarga Tar_desc [C] 11,5 9,3 21,5

Vazo volumtrica de ar V_ar [m3/s] 0,120 0,120 0,120

Carga trmica [kW] 4,0 3,7 3,5

Temperatura do ar externo Tar_ext [C] 43 43 43Temperatura do ar entradado condensador Tar_cond [C] 43 43 55

Umidade relativa do ar externo % 40 40 40

Superaquecimento na entradado compressor SH_comp [C] 10 10 10

Subresfriamento SC [C] 10 10 10

Rotao do compressor n [min-1] 2036 3204 898

Efetividade do evaporador - 0,8 0,8 0,8

Efetividade do condensador - 0,35 0,35 0,35

Condies ambientais

Condies do ciclo de refrigerao

Trocadores de calor

Tabela 4 Resultados do projeto do ciclo de refrigerao

1 2 350 km/h 100km/h M. Lenta

Temperatura de evaporao T_evap [C] 2,3 0,5 13,1

UA Evaporador UA_evap [kW/C] 0,224 0,227 0,220

Presso de evaporao P_evap [kPa] 318 299 459

Presso de condensao P_cond [kPa] 2025 2025 2635

Temperatura de condensao T_cond [C] 68 68 80

Vazo de refrigerante R134 [kg/s] 0,035 0,033 0,034

Eficincia volumtrica - 0,59 0,47 0,65

Eficincia isoentrpica - 0,63 0,55 0,71

Deslocamento volumtrico CIL [cm3] 116,6 92,04 163,8

Trabalho de compresso real [kW] 2,24 2,49 1,83

Temperatura de descarga T_desc [C] 103,1 111,9 106,7

Coeficiente de performance COP - 1,79 1,51 1,91

Rejeito de calor no condensador [kW] 6,24 6,23 5,31Vazo de ar do condensador Qar_cond [m3/s] 0,56 0,56 0,50

UA Condensador UA_cond [kW/C] 0,319 0,318 0,272

int

evapQ

ext

cond

evap

rm

voliso_comp

realW

condQ

8Figura 13 Fluxograma de projeto do ciclo de refrigerao

6. AVALIAO DE DESEMPENHO DO CICLO DE REFRIGERAOFreqentemente se faz necessrio estimar qual o desempenho de um ciclo de refrigerao trabalhando sob

condies diferentes da condio de projeto. Neste tipo de problema, em geral as caractersticas dos componentes soconhecidas, e pretende-se saber qual o ponto de equilbrio em que o sistema ir trabalhar sob diferentes condies. Estecaso um pouco mais complexo do que o caso de projeto, porque exige que se faa estimativas iniciais e diversas

9iteraes at convergir para o resultado final. A variao de qualquer parmetro operacional do sistema de refrigeraoafeta todos os componentes e altera o ponto de equilbrio. Utilizando este procedimento, ser possvel prever ocomportamento do sistema, em regime permanente, por exemplo para variaes de rotao do compressor ou dastemperaturas internas e externas. O mtodo aqui utilizado para a simulao do sistema consiste na aplicao deequaes de balanos de energia e na igualdade entre a vazo mssica de refrigerante fornecida pelo compressor e pelotubo de orifcio calibrado, em conjunto com modelos semi-empricos dos componentes, obtidos a partir de dados defabricante. O desempenho do sistema ser determinado por um ponto de equilbrio que satisfaa as equaes de balanode massa e de energia e tambm os modelos dos componentes.

O ponto de equilbrio estar completamente descrito quando forem determinadas as presses de trabalho, astemperaturas de condensao e sada do evaporador, a vazo mssica de refrigerante e os fluxos de calor peloevaporador e pelo condensador. Adicionalmente possvel determinar qual o consumo de energia do compressor e oCOP.

Para a determinao do ponto de equilbrio neste trabalho adotada a mesma simplificao usada por Huang et al(1999) e Takeuchi, Kakishita e Khori (2002), que consiste em fixar o valor do superaquecimento na sada doevaporador.

6.1. Ciclo de refrigeraoA primeira etapa da simulao do sistema localizar os pontos de operao 1, 2, 3 e 4 do ciclo de refrigerao

mostrado na Figura 4.

A partir da temperatura de evaporao Tevap adotada inicialmente, calcula-se a presso de evaporao pevap, quecorresponde temperatura de saturao do R134a para a Tevap.

Calcula-se a presso de condensao pela Eq. 3:evapcond pPRp = [kPa] (3)

A temperatura de condensao corresponde temperatura de saturao do R134a para a presso pcond.

Calcula-se a temperatura de sada do evaporador pela Eq. 4:

evapSHevapTevapTs ___ += [C] (4)Calcula-se a temperatura de sada do condensador a partir do subresfriamento adotado inicialmente, pela Eq. 5:

SCcondTcondTs = __ [C] (5)Conhecendo-se as presses e temperaturas nos pontos 1 e 3 (Tsevap e Tscond) e as presses pevap e pcond, possvel

determinar as entalpias h1 e h3 atravs das propriedades do fluido R134a. A entropia no ponto 2s a mesma do ponto 1,portanto possvel determinar a entalpia h2s. A entalpia h3 igual a h4, e com isso o ciclo ideal de refrigerao estcaracterizado. A entalpia real no ponto h2 ser conhecida a partir da eficincia isoentrpica do compressor.

6.2. EvaporadorA caracterstica do evaporador descrita pelo seu coeficiente global de troca de calor UAevap. Os valores de UAevap

foram obtidos do fabricante, e para a vazo de ar do veculo analisado (0,12 m3/s) o valor de UA 0,234 kW/C.As trocas trmicas no evaporador sero divididas em calor sensvel (

sensQ ) e calor latente ( latQ

). O calor sensvel calculado pelo mtodo -NUT e dado por:

)(min intsens evapevapevap TTCQ =

[kW] (6)onde:evap = efetividade do evaporador (adimensional)

evapNUTevap e

=1 (relao evap -NUT ) (7)

NUTevap = UAevap / Cminevap (adimensional)Cminevap = capacidade calorfica do fluxo de ar pelo evaporador [kW/C].A relao evap-NUT da equao 7 aceita como vlida para a regio do evaporador onde o estado do refrigerante

bifsico (Kays e London, 1984; Incropera e DeWitt, 1998; Jabardo et al; 2002).O calor latente calculado pela equao 6.6:

lvdescarlat hwwmQ =

)( int [kW] (8)

10

onde:

arm

= Vazo mssica de ar pelo evaporador [kg/s]hlv = Entalpia de condensao do vapor dgua [kJ/kg]wint = Umidade absoluta do ar interno da cabina [kg/kg]wdesc = Umidade absoluta do ar de descarga [kg/kg]A umidade absoluta do ar de descarga determinada pelas propriedades do ar mido para uma temperatura de

descarga do evaporador Tdesc, calculada pela equao 9:

evap

descevap TT

TT

=

int

int (9)

Havendo condensao, a umidade relativa do ar de descarga do evaporador assumida como 100%. No havendocondensao, latQ

= 0.

A troca de calor total pelo evaporador evapQ

dada pela soma de sensQ

e latQ

(equao 10).

latsevap QQQ

+=sen

[kW] (10)

A partir de evapQ

possvel determinar a vazo mssica de refrigerante rm

pela equao 11:

)( 41 hhQ

mevap

r

=

[kg/s] (11)

6.3. CompressorO objetivo desta etapa do processo determinar a vazo de refrigerante pelo compressor e o trabalho real de

compresso.

A vazo mssica de refrigerante pelo compressor comprm

calculada pela equao 1.

A eficincia volumtrica determinada pelo grfico da Figura 10 a partir dos valores de PR e n.

O valor da razo de compresso PR assumido inicialmente deve ser ajustado at que haja igualdade entre osvalores de

rm

e comprm

. Quando isto ocorrer, o ponto de equilbrio entre a demanda do evaporador e a capacidade docompressor ter sido encontrado.

Em seguida determina-se a eficincia isoentrpica iso a partir da Figura 11, para o clculo do trabalho real decompresso dado por:

)( 12 hhmW rreal =

[kW] (12)A entalpia h2 do refrigerante na sada do compressor determinada pela eficincia isoentrpica como sendo:

iso

isos hhh

)1(122

+= [kJ/kg] (13)

6.4. CondensadorO condensador usado nesta aplicao do tipo de tubos planos com aletas tipo louver, conforme apresentado na

Figura 6. A caracterstica do condensador descrita pelo seu coeficiente global de troca de calor UAcond. Os valores deUAcond foram obtidos do fabricante e so apresentados na Figura 14 (Santos, 2005).

O objetivo desta etapa verificar se o condensador capaz de rejeitar a quantidade de calor condQ

dada pela Eq.14, temperaturas de entrada de ar no condensador Tar_cond e de condensao Tcond, e com a vazo de ar disponvel.

realevapcond WQQ

+= [kW] (14)

A quantidade de calor que o condensador capaz de rejeitar, realcondQ _

, determinada pela Eq. 15:

)(min__ extarcondcondcondrealcond TTCQ =

[kW] (15)

11

UA_cond [kW/C] x (Tcond-Ta) [C]

0,35

0,4

0,45

0,5

0,55

0,6

18 20 22 24 26 28 30 32 34 36

Tcond-Ta [C]U

A [k

W/C

] 0,35 Dados0,45 Dados0,55 Dados0,65 Dados0,35 Ajuste0,45 Ajuste0,55 Ajuste0,65 Ajuste

Vazo de ar [m3/s]

Figura 14 Relao UA_cond x Vazo de ar e Tcond-Tar_ext para o condensador de tubos planos e aletas tipo louver

onde:

cond = Efetividade do condensador (adimensional)condNUT

cond e

=1 ( relao cond -NUT ) (16)NUTcond = UAcond / Cmincond (adimensional)Cmincond = capacidade calorfica do fluxo de ar pelo condensador [kW/C].Neste ponto verifica-se a diferena entre

condQ

e realcondQ _

e ajusta-se a estimativa inicial de Tevap at que hajaigualdade. A cada novo valor de Tevap dever ser encontrado um novo balano de vazo mssica entre o evaporador e ocompressor.

6.5. Tubo de OrifcioO ltimo passo verificar o balano entre a vazo mssica de refrigerante pelo compressor e pelo tubo orifcio. O

valor do subresfriamento adotado inicialmente deve ser ajustado at que haja igualdade entre a vazo mssica pelocompressor e pelo tubo de orifcio.

6.6. Dados de entrada e resultadosA Tabela 5 mostra os dados de entrada utilizados para simulao do sistema. A umidade relativa interna e as

temperaturas de retorno do ar para o evaporador foram ajustadas em relao aos valores apresentados na Tabela 2, emfuno da correlao entre os resultados do modelo de simulao e o comportamento real do ciclo de refrigerao(ajuste do modelo). A vazo de ar do condensador Qar_cond um dado real da aplicao.

Tabela 5 Dados de entrada para simulao do ciclo de refrigerao1 2 3

50 km/h 100km/h M. Lenta

Temperatura interna de retornodo ar T_int [C] 28,7 24,6 34,6

Umidade relativa interna % 54% 75% 47%

Vazo volumtrica de ar do evaporador Qar_evap [m3/s] 0,120 0,120 0,120

Temperatura do ar externo Tar_ext [C] 43 43 43

Temperatura do ar entrada do condensador Tar_cond [C] 43 43 64

Umidade relativa do ar externo % 40 40 40

Superaquecimento na sadado evaporador SH_evap [C] 3 3 3

Superaquecimento na entradado compressor SH_comp [C] 5 5 6

Rotao do compressor N [min-1] 2036 3204 898

Vazo volumtrica de ar do condensador Qar_cond [m3/s] 0,535 0,678 0,445

Capacidade volumtrica do compressor CIL [m3] 1,54E-04 1,54E-04 1,54E-04

DADOS DE ENTRADA

int

ext

12

Os clculos da simulao do ciclo de refrigerao foram executados por meio do software Engineering EquationSolver (EES, 2003), seguindo-se o fluxograma apresentado na Figura 15. Os resultados da simulao esto apresentadosno quadro comparativo apresentado na Tabela 6, juntamente com os resultados reais coletados no tnel de vento.

Figura 15 Fluxograma do processo de simulao do ciclo

13

Tabela 6 Quadro comparativo dos resultados da simulao do ciclo de refrigerao

Real Simul. Difer. Real Simul. Difer. Real Simul. Difer.

Temperatura de evaporao T_evap [C] 2,27 1,72 -24,3% -0,50 -1,27 -154,0% 15,5 15,8 1,8%

Presso de evaporao P_evap [kPa] 317,9 311,7 -2,0% 287,9 279,8 -2,8% 496,3 500,7 0,9%

Presso de condensao P_cond [kPa] 2208 1999 -9,5% 2194 2061 -6,1% 2817 2750 -2,4%

Razo de compresso PR - 6,9 6,4 -7,6% 7,6 7,4 -3,3% 5,7 5,6 -1,0%

Temperatura de condensao T_cond [C] 71,9 67,4 -6,2% 71,6 68,8 -3,9% 83,2 82,0 -1,4%

Superaquecimento na sadado evaporador SH_evap [C] 2,9 3,0 3,5% 2,8 3,0 5,4% 2,4 3,0 27,2%

Superaquecimento na entradado compressor SH_comp [C] 5,0 5,0 -0,6% 4,3 5,0 16,7% 6,0 6,0 -0,5%

Subresfriamento SC [C] 12,5 11,0 -11,7% 14,8 14,5 -2,0% 6,4 3,0 -53,5%

COMPRESSOR

Vazo de refrigerante R134 [kg/s] 0,0453 0,0457 0,9% 0,0525 0,0514 -2,2% 0,0348 0,0351 0,8%

Trabalho de compresso real [kW] 2,65 2,86 7,8% 3,76 3,93 4,6% 1,49 1,78 19,6%

Temperatura de descarga docompressor T_desc [C] 95,0 95,4 0,4% 104,0 106,3 2,2% 96,9 101,8 5,0%

Coeficiente de performance COP - 1,99 1,93 -2,9% 1,66 1,60 -3,7% 2,20 1,77 -19,4%

Troca de calor [kW] 5,3 5,5 4,7% 6,2 6,3 0,7% 3,3 3,2 -3,6%

Rejeito de calor nocondensador [kW] 7,9 8,4 5,8% 10,0 10,3 2,5% 4,8 4,9 3,6%

CONDENSADOR

3M. Lenta

CICLO DE REFRIGERAO

EVAPORADOR

150 km/h

2100km/h

7. CONCLUSOO ser humano consome grandes quantidades de energia para satisfazer as suas necessidades de conforto. De fato,

como pode ser notado nos resultados do projeto e da anlise do desempenho do sistema, o consumo de energia somentedo compressor ultrapassa os 3kW em condies extremas. Se somado ao consumo dos ventiladores do condensador edo evaporador, o valor total pode ultrapassar os 4kW. Embora o sistema no opere constantemente sob condiesextremas, estes valores de consumo so muito maiores do que qualquer outro sistema de convenincia de umautomvel. Com as redues de custos favorecendo o acesso a este item de conforto, a tendncia de um aumento noconsumo de energia, de maneira que a melhoria da eficincia do sistema deve ser uma preocupao constante dospesquisadores e engenheiros.

Quanto carga trmica do equipamento de refrigerao, nota-se que o ganho de calor em regime permanente menor do que a carga trmica real em uma condio transitria de resfriamento (cool down), devido necessidade de seremover o calor armazenado nas massas internas do veculo. Isto significa que projetar o sistema de refrigeraobaseado no ganho de calor (em condies de regime permanente) resulta em um subdimensionamento do sistema declimatizao, que teria como conseqncia um tempo maior para se chegar condio de conforto trmico. Terminadoo perodo de resfriamento, o equipamento fica com sobra de capacidade.

O sistema de refrigerao por compresso mecnica de vapor ainda o mtodo mais utilizado em automveis, porser o que proporciona a capacidade de refrigerao necessria a um custo acessvel, atendendo da melhor maneira oslimites de peso e espao, itens crticos nos projetos atuais. O procedimento de projeto apresentado pode ser usado para odimensionamento bsico do ciclo de refrigerao, pois apresentou boa correlao com o dimensionamento do veculoreal.

Uma vez ajustado aos resultados de desempenho do veculo real, o modelo de simulao apresenta um bomresultado, mesmo tendo sido feitas algumas hipteses simplificativas. Embora a diferena seja significativa, em termospercentuais, entre as temperaturas de evaporao para 50 km/h e 100 km/h, em valores absolutos de menos de 1C. Autilizao do procedimento fica restrita aos limites da validade dos modelos dos componentes, e para o caso

rm

realW

condQ

evapQ

14

apresentado estes limites de validade so grandes o suficiente para abranger a maioria das condies normais deoperao do veculo.

O trabalho aqui apresentado pode ser expandido para estudos de outras condies de operao, como por exemplocom renovao de ar externo, ou mesmo para outros veculos ou outros sistemas, como por exemplo com compressoresde capacidade varivel ou vlvulas de expanso. Um outro aperfeioamento da simulao de sistemas poderia incluirum modelo dinmico, por exemplo para avaliar o regime transitrio que ocorre no perodo de resfriamento.

8. REFERNCIAS BIBLIOGRFICASASHRAE, Handbook of Fundamentals. American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers,Inc, New York, 2001.

ASHRAE, Thermal environmental conditions for human occupancy, (ANSI/ASHRAE 55), American Society ofHeating, Refrigeration and Air Conditioning Engineers, New York, 2004.

VILA, J. A. Ar condicionado automotivo: Caracterizao e avanos tecnolgicos Trabalho de concluso de curso.Mestrado Profissionalizante em Engenharia Automotiva. Escola Politcnica da Universidade de So Paulo, So Paulo,2002.

BHATTI, M. S. Riding in Comfort: Part II. ASHRAE Journal, September, p.p. 44-50, 1999a.

BHATTI, M. S., Enhancement of R134a Automotive Air Conditioning System, SAE paper 1999-01-0870 - SAEInternational Congress and Exposition, 1999b.

BOSCH, R. GmbH, Automotive Handbook, 5th edition, 2000

DOSSAT, R. J.; HORAN, T. J. Principles of Refrigeration, 5th Edition. Prentice Hall, 2001.EES . Engineering Equation Solver. F-chart. Atlanta, 2003.

FANGER, P. O. Thermal comfort, analysis and application in environmental engineering, McGraw-Hill, New York,245 p, 1972.

HERNANDEZ NETO, A., Anlise do escoamento do fluido refrigerante R-134a em tubos de orifcio. Tese deDoutorado. Escola Politcnica da Universidade de So Paulo, So Paulo, 1998.

HUANG, D. C.; OKER, E.; YANG, S. L.; ARICI, O. A Dynamic Computer-Aided Engineering Model for AutomobileClimate Control System Simulation and Application Part I: A/C Component Simulations and Integration. SAE papernumber 1999-01-1195, Society of Automotive Engineers, 1999.

INCROPERA, F. P.; DeWITT, D. P.; Fundamentos de Transferncia de Calor e de Massa, 4 Edio, Rio de Janeiro.LTC Livros Tcnicos e Cientficos Editora S.A., 1998.

ISO, 2004. Ergonomics of the thermal environment Evaluation of thermal environment in vehicles Part 2:Determination of equivalent temperature (ISO 14505-2, 2004 ). International Standardization Organization, Geneva.ISO. Moderate thermal environments - Determination of the PMV and PPD indices and specification of the conditionsof thermal comfort, (ISO 7730 - 1994). International Standardization Organization, Geneva, 1994.JABARDO, J.M., MAMANI, W. GONZALES e IANELLA, M.R. Modeling and experimental evaluation of anautomotive air conditioning system with a variable capacity compressor: International Journal of Refrigeration 25,p.p.1157-1172, 2002.KAYS, W.M.; LONDON A. L. Compact Heat Exchangers, 3rd Edition. McGraw-Hill Book Company, 1984.

MORAN, M.J.; SHAPIRO, H.N. Fundamentals of Engineering Thermodynamics, 5th Edition. John Wiley & Sons, Inc,2004.

RANSCO INDUSTRIES, Clula de testes de um tnel de vento, 1999. Disponvel em http://www.ransco.com acessoem Novembro de 2003.

SANTOS, E. O. Dimensionamento e avaliao do ciclo de refrigerao de sistema de climatizao automotivo -Trabalho de concluso de curso. Mestrado Profissionalizante em Engenharia Automotiva. Escola Politcnica daUniversidade de So Paulo, So Paulo, 2005.

STOECKER, W. F. Refrigerao e ar condicionado; So Paulo: Mc Graw Hill do Brasil, 1985.

TAKEUCHI, T., KAKISHITA, N. e KHORI, I., The Prediction of Refrigeration Cycle Performance with Front EndAirflow CFD Analysis of an Automotive Air Conditioner. SAE Paper number 2002-01-0512, Society of AutomotiveEngineers, 2002.