ALEXSANDRO DOS SANTOS SILVEIRA - sites.florianopolis.ifsc ...sites.florianopolis.ifsc.edu.br/posmecatronica/files/2013/04/assilveira.pdf · Ficha de identificação da obra elaborada

ALEXSANDRO DOS SANTOS SILVEIRA

DESENVOLVIMENTO DE UM CALORÍMETRO

AUTOMATIZADO PARA AVALIAÇÃO DE

MICROCOMPRESSORES

FLORIANÓPOLIS, 2012

INSTITUTO FEDERAL DE EDUCAÇÃO, CIÊNCIA E

TECNOLOGIA DE SANTA CATARINA

CAMPUS FLORIANÓPOLIS

DEPARTAMENTO ACADÊMICO DE METAL-MECÂNICA

MESTRADO PROFISSIONAL EM MECATRÔNICA




MICROCOMPRESSORES

Dissertação submetida ao Instituto Federal

de Educação, Ciência e Tecnologia de

Santa Catarina como parte dos requisitos

de obtenção do titulo de Mestre em

Mecatrônica.

Orientadora:

Prof.ª Silvana Rosa Lisboa de Sá, M. Eng

Coorientador:

Prof. Joaquim Manoel Gonçalves, Dr.Eng.

FLORIANÓPOLIS, 2012

Ficha de identificação da obra elaborada pelo autor, através do

Programa de Geração Automática da Biblioteca Universitária da UFSC.

Silveira, Alexsandro dos Santos

Desenvolvimento de um calorímetro automatizado

para avaliação de microcompressores [dissertação]

/ Alexsandro dos Santos Silveira ; orientadora,

Silvana Rosa Lisboa de Sá ; co-orientador, Joaquim

Manoel Golçalves. – Florianópolis, SC, 2012.

143 p. ;

Dissertação (mestrado) – Instituto Federal de

Santa Catarina, Campus Florianópolis. Programa de

Mestrado Profissional em Mecatrônica.

Inclui referências

1. Mecatrônica. 2. Calorímetro. 3.

Microcompressor. 4. Automatização. I. Sá, Silvana

Rosa Lisboa de. II. Gonçalves, Joaquim Manoel.

III. Instituto Federal de Santa Catarina. Programa

de Mestrado Profissional em Mecatrônica. IV.

Título.



MICROCOMPRESSORES


Esta Dissertação foi julgada adequada para obtenção do Título de

Mestre em Mecatrônica e aprovada em sua forma final pelo Programa

de Pós-Graduação em Mecatrônica do Instituto Federal de Educação,

Ciência e Tecnologia de Santa Catarina.

Florianópolis, 27 de Abril de 2012.

_______________________________________

Prof.ª Silvana Rosa Lisboa de Sá, M. Eng.

Orientadora

_______________________________________

Prof. Raimundo Ricardo Matos da Cunha, Dr. Eng.

Coordenador do Curso

BANCA EXAMINADORA

_______________________________________

Prof.ª Silvana Rosa Lisboa de Sá, M. Eng.

Presidente

_______________________________________

Valdir Noll, Dr. Eng.

Membro interno

_______________________________________

Fernando Testoni Knabben, M. Eng.

Membro externo

Dedico esta dissertação aos meus pais, que

são minha base sólida que me mantém firme

para alcançar meus objetivos.

A minha namorada pela tolerância com que

encarou minhas ausências, pela dedicação e

espírito de sacrifícios concedidos durante

minha formação.

A minha irmã e a minha afilhada pelo

incentivo e confiança.

A memória de meus avós, que sempre me

apoiaram muito. Onde eles estiverem, tenho

certeza que estarão muito orgulhosos.

A memória de meu primo e irmão Fábio

Adílio Cardoso, que sempre torceu por mim.

AGRADECIMENTOS

A minha orientadora, professora Silvana Rosa Lisboa de Sá pela

ajuda durante o período das disciplinas de mestrado e principalmente

neste trabalho, por acreditar no meu potencial.

Ao meu coorientador, professor Doutor Joaquim Manoel

Gonçalves, por nossa amizade, pelo constante apoio e por estar sempre

presente em minhas conquistas profissionais.

Ao professor Ph.D Claudio Melo, pelo apoio e pela oportunidade

de realizar meu mestrado no Instituto Nacional de Ciência e Tecnologia

em Refrigeração e Ternofísica, localizado na UFSC.

Ao Doutor engenheiro da Embraco, Paulo Rogério Carrara

Couto, pelo constante apoio na construção do calorímetro e por nossa

amizade.

Aos acadêmicos Edilson Frutuoso Junior, Vinícius de Souza

Nunes e Paulo Christian Sedrez por prestarem esforços valiosos tanto na

parte experimental quanto na parte teórica deste trabalho, sempre

superando minhas expectativas.

Ao prefeito do Campus da Universidade Federal de Santa

Catarina, Lorivaldo Pierri, por me apoiar e acreditar no meu potencial.

Ao Nelson Vieira, colega de trabalho, pelo apoio profissional, por

segurar as pontas quando me ausentei para estudar e pela nossa amizade.

Aos pesquisadores do POLO, engenheiros Luís Antônio Torquato

Vieira e Gustavo Portella, pelo apoio nas atividades realizadas em

laboratório.

Ao Técnico Sênior Milton Seifert, pelas dicas: “Faça bem feito

ou não faça”; “O que não dá trabalho não tem valor” e o “simples é

complicado”.

Aos Tecnólogos Ricardo Campagnin e Jorge Lubas pelo apoio e

dedicação na área de eletroeletrônica e por nossa amizade.

Aos professores do núcleo de mestrado em Mecatrônica do

Instituto Federal de Santa Catarina, pelo apoio não só nas disciplinas,

que serviram como ferramentas no desenvolvimento do calorímetro para

microcompressores, como também nas dicas e ajuda fora da sala de

aula.

“Deus nos fez perfeitos e não escolhe os

capacitados, capacita os escolhidos. Fazer ou não fazer algo só depende de nossa vontade e

perseverança.”

(Albert Einstein)

RESUMO

Nesta dissertação de mestrado é apresentado o desenvolvimento

de uma proposta inovadora de calorímetro para compressores de

refrigeração. O calorímetro desenvolvido se caracteriza como um

produto mecatrônico e sendo assim, foi usada a metodologia de

desenvolvimento de produtos (PRODIP), soluções técnicas das áreas de

mecânica, eletroeletrônica e informática industrial. O projeto do

calorímetro foi desenvolvido até a fase preliminar com algumas

passagens na fase detalhada.

Tal desenvolvimento foi realizado para microcompressores, que

apresentavam um desafio extra devido a seu porte reduzido. A principal

inovação é o uso de um ciclo fechado sem desvio (by pass) de fluido

refrigerante e composto principalmente por duas válvulas uma na

descarga e outra na sucção do microcompressor, além de um pequeno

volume intermediário em série entre tais válvulas. Desenvolveu-se

também um túnel de vento capaz de controlar a velocidade do ar e a

temperatura em seu interior. Este sistema permite controlar de forma

ágil e simultânea as pressões impostas na sucção e descarga do

microcompressor em teste.

Para atingir este propósito uma estratégia de controle SISO

(Single Input Single Output) que atua sobre as válvulas de sucção e

descarga foi desenvolvida. O modelo dinâmico para o controle da

pressão foi obtido através de ensaios experimentais aplicando degrau de

entrada próximo às condições de operação, relacionando pressão de

operação com número de voltas da válvula, atuada por um motor de

passo em malha aberta. O método de (Hägglund, 1991), foi escolhido

como modelo diretor por apresentar a melhor resposta nas simulações

realizadas no MATLAB. O controlador foi projetado com base em

modelos matemáticos, sendo adotado um controle do tipo proporcional-

integral para as pressões de sucção e descarga. O calor entregue pelo

compressor ao fluido refrigerante e o controle de temperatura na sucção

são realizados na região de baixa pressão do ciclo, sem haver

condensação do fluido. Controles similares aos citados anteriormente

também foram desenvolvidos para as temperaturas de sucção e no

interior do túnel de vento. Essas variáveis representam as condições de

contorno na avaliação de desempenho do microcompressor.

Os resultados dos testes mostraram que o conjunto formado pelo

aparato experimental e os controles empregados garantiram grande

rapidez na obtenção e na manutenção da estabilidade dos parâmetros

operacionais do microcompressor. Desse modo, os testes podem ser

obtidos em menor tempo, com baixo custo e elevada qualidade, ou seja,

baixa incerteza de medição. Na avaliação do ciclo proposto os

resultados apresentados mostram que as condições de operação do

microcompressor ficaram inteiramente na região de vapor

superaquecido validando o circuito de refrigeração proposto. Observou-

se ainda que os dados extraídos experimentalmente apresentaram erro

máximo de 5 % quando comparados com os métodos analíticos

estudados para análise dos resultados.

Outras vantagens do aparato desenvolvido consistem no uso de

pequena carga de fluido refrigerante ecológico e a possibilidade de

impor e monitorar condições transientes, como as existentes em

situações reais de operação.

Palavras-chave: Calorímetro, microcompressor, controle de

processo, desenvolvimento de produtos, mecatrônica. .

ABSTRACT

The objective of this dissertation is to present the preliminary

development and testing of a state-of-the-art, PRODIP (Process

Integrated Product Development) calorimeter for refrigeration

microcompressors. The primary innovation of this calorimeter is the use

of a system with no refrigerant bypass (closed loop) composed of only

two valves, discharge and suction, which have small serial volume. This

is possible through the use of a novel wind tunnel within the device

which provides both internal air velocity and temperature control and

rapid response to the simultaneous pressures imposed on the valves. The

calorimeter uses a SISO (Single Input Single Output) control strategy

that regulates the valves pressures, the compressor suction temperature

and the temperature within the tunnel. To obtain a dynamic model for

the pressure controller, experimental data was collected through the use

of an open-loop stepper motor. The motor provided minor perturbations

in operating conditions and lead to a relationship between the operating

pressure and the valve position.

Through simulations in MATLAB, the Hägglund method (1991)

determined the best fit to the experimental results and was chosen for

the controller. The controller was projected with mathematical

developments that found the best configuration for a proportional-

integral (PI) controller. Both the heat dissipation delivered by the

compressor to the refrigerant and the suction temperature control were

performed in the low pressure region of the compression cycle to

prevent condensation of the fluid. The controls used for the suction and

wind tunnel temperatures were designed using the same approach.

These variables represent the boundary conditions on the performance

evaluation microcompressor.

The test results were obtained with reduced time, at low cost,

and with high accuracy. The results indicate that the experimental

apparatus and control system work together and deliver a fast and

accurate way to maintain the stability of a microcompressor’s operating

parameters. Upon evaluation, it is demonstrated that the

microcompressor tested never deviated from superheated vapor regime,

therefore validating the use of the proposed closed-loop circuit. In

addition, the experimentally collected data had no more than 5% error

when compared with analytical methods. From its ease of use and

validated design, the calorimeter presented can be an important asset for

the control and monitor of the complex transient conditions experienced

by microcompressors in the field. Also, its closed-loop construction

ensures that less refrigerant mass for operation.

Keywords: Calorimeter, microcompressor, single-input-single-

output control, stepper motor, micrometer valve, data acquisition

system.

LISTA DE FIGURAS

Figura 1.1 – Microcompressor .......................................................................... 29 Figura 3.1 – Diagrama P-h do ciclo quente....................................................... 37 Figura 3.2 – Planta do calorímetro .................................................................... 38 Figura 3.3 – Representação gráfica do modelo do processo de desenvolvimento

integrado de produtos – PRODIP. .................................................................... 39 Figura 3.4 – Esboço do protótipo do calorímetro ............................................. 40 Figura 3.5 – Microcompressor .......................................................................... 41 Figura 3.6 – Trocador de microcanal ................................................................ 42 Figura 3.7 – Módulo termoelétrico com efeito Peltier ...................................... 43 Figura 3.8 – Modelo gráfico do circuito eletrônico para os módulos

termoelétricos ................................................................................................... 44 Figura 3.9 – Placa eletrônica para módulos termoelétricos............................... 44 Figura 3.10 – Reservatório intermediário ......................................................... 45 Figura 3.11 – Tubulação de cobre utilizada ...................................................... 45 Figura 3.12 – Dispositivo de carga de fluido refrigerante ................................. 47 Figura 3.13 – Ventilador do túnel. .................................................................... 48 Figura 3.14 – Misturador de hélice livre. .......................................................... 49 Figura 3.15 – Válvula micrométrica tipo agulha .............................................. 50 Figura 3.16 – Válvula micrométrica tipo agulha modificada ............................ 51 Figura 3.17 – Modelo gráfico do driver do controle do motor de passo ........... 52 Figura 3.18 – Driver do controle do motor de passo ......................................... 53 Figura 3.19 – Válvula de serviço ...................................................................... 53 Figura 3.20 – Termofusível. ............................................................................. 54 Figura 3.21 – Resistor elétrico do túnel. ........................................................... 55 Figura 3.22 – Resistor elétrico siliconado. ........................................................ 55 Figura 3.23 – Relé de estado sólido. ................................................................. 56 Figura 3.24 – Termopar. ................................................................................... 58 Figura 3.25 – Transdutor de pressão. ................................................................ 59 Figura 3.26 – Medidor de vazão mássica. ......................................................... 60 Figura 3.27 – Conversor de tensão CC. ............................................................ 61 Figura 3.28 – Conversor de corrente CC. ......................................................... 61 Figura 3.29 – Sistema de aquisição de dados. ................................................... 63 Figura 3.30 – Programação em LabVIEW. ....................................................... 63 Figura 3.31 – Diagrama de blocos do sistema em malha aberta. ...................... 64 Figura 3.32 – Diagrama Voltas-Cv da válvula micrométrica. .......................... 65 Figura 3.33 – Representação gráfica do método de Sundaren/Krishnaswamy. 67 Figura 3.34 – Representação gráfica do método de Hägglund, adaptado de

Martins (2011). ................................................................................................. 67 Figura 3.35 – Representação gráfica do método de Smith, adaptado de Martins,

(2011). .............................................................................................................. 68 Figura 3.36 – Diagrama de blocos de uma estrutura PID. ................................ 70 Figura 3.37 – Bloco programador PID no software LabVIEW. ....................... 70

Figura 3.38 – Relação entre abertura da válvula com a pressão de sucção. ....... 71 Figura 3.39 – Diagrama de blocos em malha aberta para a pressão de sucção. . 72 Figura 3.40 – Resposta da simulação da pressão de sucção em malha aberta. .. 73 Figura 3.41 – Diagrama de blocos de um controlador PI em malha fechada para

a pressão de sucção. ........................................................................................... 73 Figura 3.42 – Resposta da simulação para a pressão de sucção em malha

fechada. ............................................................................................................. 74 Figura 3.43 – Diagrama de blocos de um controlador PI com os parâmetros

ajustados em malha fechada para a pressão de sucção. ..................................... 74 Figura 3.44 – Resposta da simulação para a pressão de sucção em malha

fechada com os parâmetros PI ajustados. .......................................................... 75 Figura 3.45 – Relação entre abertura da válvula com a pressão de descarga. .... 76 Figura 3.46 – Diagrama de blocos em malha aberta para a pressão de descarga.

........................................................................................................................... 77 Figura 3.47 – Resposta da simulação da pressão de descarga em malha aberta.77 Figura 3.48 – Diagrama de blocos de um controlador PI em malha fechada para

a pressão de descarga. ........................................................................................ 78 Figura 3.49 – Resposta da simulação para a pressão de descarga em malha

fechada. ............................................................................................................. 78 Figura 3.50 – Diagrama de blocos de um controlador PI com os parâmetros

ajustados em malha fechada para a pressão de descarga. .................................. 79 Figura 3.51 – Resposta da simulação para a pressão de descarga em malha

fechada com os parâmetros PI ajustados. .......................................................... 79 Figura 3.52 – Resposta da temperatura de sucção, em malha aberta, ao degrau

de entrada. ......................................................................................................... 81 Figura 3.53 – Representação gráfica do método do Root Locus para a

temperatura de sucção. ...................................................................................... 82 Figura 3.54 – Diagrama de blocos de um controlador PI em malha fechada para

a temperatura de sucção. .................................................................................... 82 Figura 3.55 – Resposta da simulação para a temperatura de sucção em malha

fechada com os parâmetros PI ajustados. .......................................................... 83 Figura 3.56 – Resposta da temperatura no túnel, em malha aberta, ao degrau de

entrada. .............................................................................................................. 84 Figura 3.57 – Representação gráfica do método do Root Locus para a

temperatura no túnel. ......................................................................................... 85 Figura 3.58 – Representação gráfica do método do Root Locus para a

temperatura no túnel. ......................................................................................... 85 Figura 3.59 – Resposta da simulação para a temperatura de sucção em malha

fechada com os parâmetros PI ajustados. .......................................................... 86 Figura 4.1 – Protótipo de Calorímetro para Microcompressores. ...................... 87 Figura 4.2 – Comportamento das temperaturas de linha durante um teste. ....... 90 Figura 4.3 – Comportamento da temperatura média no túnel durante um teste. 90 Figura 4.4 – Comportamento das pressões do sistema durante um teste. .......... 91 Figura 4.5 – Comportamento das temperaturas de condensação e evaporação um

teste.................................................................................................................... 91

Figura 4.6 – Comportamento da temperatura de sucção durante um teste. ....... 92 Figura 4.7 – Comportamento do perfil térmico do microcompressor durante um

teste. .................................................................................................................. 93 Figura 5.1 – Envelope de condições. .............................................................. 101 Figura 5.2 – Representação dos pontos de sucção e descarga no diagrama P-h.

........................................................................................................................ 102 Figura 5.3 – Comportamento da pressão de sucção controlada. ..................... 103 Figura 5.4 – Comportamento da pressão de descarga controlada. .................. 104 Figura 5.5 – Médias das temperaturas de sucção de vários ensaios em regime

permanente...................................................................................................... 105 Figura 5.6 – Médias das temperaturas no túnel de vários ensaios em regime

permanente...................................................................................................... 106 Figura 5.7 – Gráfico da Potênciamedida X Potênciapolinômio. ............................... 111 Figura 5.8 – Gráfico da Vazão mássicamedida X Vazão mássicapolinômio. ........... 112 Figura 5.9 – Gráfico da Correntemedida X Correntepolinômio. ............................... 112 Figura 5.10 – Gráfico da Capacidademedida X Capacidadepolinômio. .................... 113 Figura 5.11 – Polinômios de vazão mássica. .................................................. 114 Figura 5.12 – Polinômios de Potência. ........................................................... 115 Figura 5.13 – Eficiência volumétrica x Razão de compressão. ....................... 117 Figura 5.14 – Curvas de vazão mássica calculada pelo modelo de eficiência

volumétrica. .................................................................................................... 118 Figura 5.15 – Eficiência global x Razão de compressão. ................................ 120 Figura 5.16 – Curvas de potência calculada pelo modelo de eficiência global.

........................................................................................................................ 121 Figura 5.17 – Comparação das vazões pelo polinômio, pelo modelo e medida.

........................................................................................................................ 122 Figura 5.18 – Curvas de vazão mássica pelo modelo, pelo polinômio e medida.

........................................................................................................................ 122 Figura 5.19 – Comparação das potências pelo polinômio, pelo modelo e medida.

........................................................................................................................ 123 Figura 5.20 – Curvas de potência pelo modelo, pelo polinômio e medida

(Tcond=35°C). ................................................................................................ 123 Figura 5.21 – Curvas de potência pelo modelo, pelo polinômio e medida



(Tcond=65°C). ................................................................................................ 125 Figura 6.1 – Proposta de versão industrializada do calorímetro ..................... 132

LISTA DE TABELAS

Tabela 3.1 – Especificações técnicas do motor de passo .................................. 51 Tabela 3.2 – Especificações dos termofusíveis (Catálogo DV Tecnologia) ..... 54 Tabela 3.3 – Especificações técnicas do relé de estado sólido .......................... 56 Tabela 3.4 – Tipos de Termopares e suas configurações .................................. 58 Tabela 3.5 – Faixa de trabalho e incerteza dos transdutores ............................. 59 Tabela 3.6 – Configuração do Sistema de Aquisição e Controle de dados. ...... 62 Tabela 3.7 – Ganhos estáticos e constantes de tempo calculados para pressão de

sucção. .............................................................................................................. 71 Tabela 3.8 – Valores médios de ganho estático e constante de tempo para

pressão de sucção. ............................................................................................. 72 Tabela 3.9 – Ganhos estáticos e constantes de tempo calculados para pressão de

descarga. ........................................................................................................... 76 Tabela 3.10 – Valores médios de ganho estático e constante de tempo para

pressão de descarga. .......................................................................................... 77 Tabela 3.11 – Ajuste de parâmetros .................................................................. 86 Tabela 3.12 – Ajuste de parâmetros .................................................................. 86 Tabela 4.1 – Exemplo de planilha resumo de um teste ..................................... 95 Tabela 4.2 – Incertezas de medição das incertezas independentes ................... 98 Tabela 4.3 – Incertezas de medição das entalpias. .......................................... 100 Tabela 4.4 – Incertezas expandidas das variáveis dependentes ...................... 100 Tabela 5.1 – Faixa de trabalho a serem apresentadas. .................................... 101 Tabela 5.2 – Coeficientes do polinômio de potência. ..................................... 107 Tabela 5.3 – Coeficientes do polinômio de vazão mássica. ............................ 108 Tabela 5.4 – Coeficientes do polinômio de capacidade. ................................. 108 Tabela 5.5 – Coeficientes do polinômio de corrente. ...................................... 108 Tabela 5.6 – Erros do polinômio de potência. ................................................ 109 Tabela 5.7 – Erros do polinômio de vazão mássica. ....................................... 110 Tabela 5.8 – Erros do polinômio de capacidade. ............................................ 110 Tabela 5.9 – Erros do polinômio de corrente. ................................................. 110 Tabela 5.10 – Coeficientes da equação modelo da Eficiência Volumétrica. .. 117 Tabela 5.11 – Coeficientes da equação modelo da Eficiência Global. ........... 121

LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS

ASHRAE – American Society of Heating, Refrigerating and Air-

Conditioning Engineers

ISO – International Organization for Standardization

ANSI – American National Standards Institute

ABNT– Associação Brasileira de Normas Técnicas

PRODIP – Processo de Desenvolvimento Integrado de Produtos

NeDIP– Núcleo de Desenvolvimento Integrado de Produtos

MC – Microcompressor

V.F – Valor final de escala

LabVIEW – Laboratory Virtual Instrument Engineering Workbench

EES – Engineering Equation Solver

MATLAB – Matrix Laboratory

HFC – Hidrofluorcarbneto

CC – Corrente contínua

CA – Corrente alternada

Cv – Coeficiente de vazão

PID – Controlador proporcional integral derivativo

COP – Coeficiente de performance

LISTA DE SÍMBOLOS

Nomenclatura

pressão [bar]

temperatura [ºC]

velocidade [m/s]

potência [W]

capacidade de refrigeração

[W]

vazão mássica [kg/h]

coeficiente de perfomance

[W/W]

volume específico [m³/kg]

entalpia [kJ]

entalpia específica [kJ/kg]

vazão volumétrica [m³/s]

comprimento [m]

número de pistões [-]

número de rotações do eixo

[RPS]

massa [kg]

diâmetro [m]

número de rotações do eixo

[RPS]

erro relativo à incerteza [%]

ganho proporcional

ganho integral

ganho derivativo

ganho estático

incerteza expandida

incerteza combinada

eficiência [-]

Índice

descarga

sucção

compressor

parte de alta pressão do

sistema

parte de baixa pressão do

sistema

parte de pressão

intermediária do sistema

pistão

carga de fluido

refrigerante

volume

cilindro

global

evaporador

condensador

isoentrópico

modelo

Frequência do

microcompressor

fator de abrangência

atraso de transporte

constante de tempo

função de transferência

controlador de Root Locus

SUMÁRIO

1 INTRODUÇÃO ................................................................................... 29

1.1 Contextualização ............................................................................. 29

1.2 Objetivos do trabalho ...................................................................... 31

1.3 Estrutura do trabalho ....................................................................... 32 2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ........................................................... 33 3 DESCRIÇÃO DO CALORÍMETRO ................................................ 37

3.1 Circuito de fluido refrigerante com reservatório intermediário ....... 37 3.1.1 Metodologia de desenvolvimento do produto ....................... 39 3.1.2 Microcompressor .................................................................. 41 3.1.3 Conjunto atuador na temperatura de sucção ......................... 41 3.1.4 Reservatório intermediário ................................................... 44 3.1.5 Tubulação ............................................................................. 45 3.1.6 Dispositivo de carga de fluido refrigerante ........................... 46 3.1.7 Ventilador do túnel ............................................................... 47 3.1.8 Misturador de hélice livre ..................................................... 48 3.1.9 Conjunto atuador nas pressões de operação .......................... 49 3.1.10 Válvulas de serviço ............................................................. 53 3.1.11 Termofusível ....................................................................... 53 3.1.12 Resistores elétricos ............................................................. 54 3.1.13 Relé de estado sólido .......................................................... 56 3.1.14 Dimensionamento e faixas de operação .............................. 57

3.2 Sistemas de medição ....................................................................... 57 3.2.1 Medição de temperatura ........................................................ 57 3.2.2 Medição de pressão ............................................................... 59 3.2.3 Medição de vazão mássica .................................................... 59 3.2.4 Medição de grandezas elétricas ............................................ 60 3.2.5 Aquisição de dados ............................................................... 61

3.3 Sistema de controle ......................................................................... 64 3.3.1 Controladores PID ................................................................ 69 3.3.2 Controle das pressões de sucção e descarga ......................... 70 3.3.3 Controle de temperatura de sucção ....................................... 79 3.3.4 Controle de temperatura ambiente do compressor ................ 83 3.3.5 Ajuste dos parâmetros de controle ........................................ 86

4 ENSAIO DE UM MICROCOMPRESSOR ...................................... 87

4.1 Apresentação da parte física do calorímetro ................................... 87

4.2 Procedimento para execução de ensaios ......................................... 89

4.3 Processamento dos dados de um teste ............................................. 93

4.4 Incertezas de medição ..................................................................... 96 5 ANÁLISE DOS RESULTADOS .............................................. 101

5.1 Reprodução dos envelopes de condições ...................................... 101

5.2 Resultados de controle .................................................................. 103 5.2.1 Pressão de sucção ............................................................... 103 5.2.2 Pressão de descarga ............................................................ 104 5.2.3 Temperatura de sucção ....................................................... 105 5.2.4 Temperatura no túnel .......................................................... 105

5.3 Curvas de performance polinomiais .............................................. 106

5.4 Apresentação dos resultados por Modelos Ajustados ................... 115

5.5 Comparação das abordagens – Polinômios x Modelos ................. 122 6 CONCLUSÕES ......................................................................... 127

6.1 Sobre a metodologia de desenvolvimento de produto .................. 127 6.1.1 Sobre o ciclo proposto ........................................................ 128 6.1.2 Sobre o sistema de controle ................................................ 129 6.1.3 Sobre os métodos adotados para análise de resultados ....... 130

6.2 Recomendações para trabalhos futuros ......................................... 130 7 REFERÊNCIAS ........................................................................ 133 APÊNDICE A .................................................................................... 137 APÊNDICE B .................................................................................... 139 APÊNDICE C .................................................................................... 141 APÊNDICE D .................................................................................... 143 APÊNDICE E .................................................................................... 145

CALORÍMETRO PARA MICROCOMPRESSORES

1 INTRODUÇÃO

Neste primeiro capítulo, o problema é contextualizado, os

objetivos foram descritos e a estrutura da dissertação foi delineada.

1.1 Contextualização

É notória, em diversos setores do mercado atual, a tendência em

se buscar a diminuição das dimensões dos produtos. Isso se dá por

motivos diversos, sendo um deles a busca por facilidade de manuseio de

certas manufaturas, desde sua produção até o usufruto do consumidor,

passando pela logística de transporte e estocagem, manutenção,

incineração ou descarte e se possível à reciclagem do todo ou parte do

produto, completando assim seu ciclo de vida. Os mercados de

telecomunicações e informática são ricos exemplos dessa intenção, visto

que os aparelhos celulares, palmtops e vários outros produtos têm-se

miniaturizado a cada geração de tecnologia.

Porém, essa miniaturização de produtos, principalmente no

mercado da eletrônica, traz consigo dois problemas bastante recorrentes:

a perda de eficiência energética dos aparelhos devido à menor escala de

seus componentes e a tendência de concentração da dissipação de calor

destes. É com essa realidade em mente que estudos em diversas áreas

estão sendo desenvolvidos para sanar tais dificuldades, sendo um dos

focos mais explorados a refrigeração em sistemas de escala reduzida.

Com o panorama discutido em voga, a Embraco, empresa líder

mundial em vendas de compressores de refrigeração doméstica, em

parceria com a Universidade Federal de Santa Catarina, vem

desenvolvendo e investindo, desde 2004, em um novo conceito de

produto: o microcompressor de refrigeração apresentado na figura, 1.1.

Figura 1.1 – Microcompressor

(Fonte: Embraco)

30 INTRODUÇÃO


Seu tamanho pode ser comparado ao de uma caneta, com uma

massa de apenas 200 gramas. O novo recurso tem como alvo sistemas

de refrigeração pequenos e portáteis, podendo ser utilizado em roupas,

como macacões de pilotos de corrida, uniformes militares. Outras

possíveis aplicações, como citado anteriormente, seriam na área de

resfriamento de componentes eletrônicos, e sistemas de computadores,

ou então na área médica, embutidos em câmaras de refrigeração para

transporte de órgãos.

Com o horizonte de um novo mercado em vista, surgiu a

necessidade de testar e caracterizar o microcompressor em diversas

condições de operação, como é feito com compressores convencionais.

Porém, por ser uma tecnologia emergente, não existia um calorímetro

específico para tal avaliação. Surgiu assim a motivação para a

construção de um protótipo de calorímetro para mapear o

comportamento dos microcompressores. Este deveria ser um protótipo

com soluções na área de mecatrônica e especializado para mensurar o

desempenho do microcompressor e com isso, oferecer dados essenciais

no desenvolvimento do projeto do mesmo. Compressores de

refrigeração, em geral, antes de serem entregues aos clientes, são

submetidos a testes de laboratório em calorímetros regidos por normas

regulamentadoras, a fim de levantar dados que caracterizam este

produto em termos de qualidade, capacidade de refrigeração, potência

consumida, coeficiente de performance (COP), em diversas condições

de testes.

Atualmente, uma empresa de grande porte desenvolvedora de

compressores, necessita de 20 calorímetros e uma equipe de

aproximadamente 25 funcionários, atuando direta e indiretamente, para

manter estável o processo de calorimetria de compressores. O custo de

implantação de um calorímetro novo gira em torno de 200 mil dólares,

podendo chegar a 500 mil para os mais sofisticados.

A importância dos calorímetros no cenário da indústria de

refrigeração se dá pelos seguintes razões:

i. Comparação entre amostras por razões comerciais;

ii. Desenvolvimento do projeto do compressor;

iii. Uso no projeto de sistemas de refrigeração;

iv. Uso em pesquisas tecnocientíficas de sistemas de

refrigeração;

INTRODUÇÃO 31


v. Controle do processo produtivo em fábricas de

compressores;

vi. Controle de qualidade na compra de compressores pela

indústria de sistemas de refrigeração.

Um problema recorrente encontrado na literatura sobre

calorímetros é o tempo de realização de ensaios devido inércia do

sistema (período de resposta transitória entre a mudança da condição de

operação) Joffily (2007). O que implica diretamente num atraso da

caracterização do produto que está sendo testado, e no atraso para a

divulgação dos dados obtidos em catálogos da empresa.

O calorímetro desenvolvido neste trabalho é específico para

microcompressores e possui uma arquitetura de ciclo de refrigeração

mais compacta, com menor inércia térmica, com capacidade de

refrigeração de 700 W. Além disso, a implementação do controle nas

válvulas fará de maneira mais rápida e precisa o controle sobre a

temperatura de evaporação e condensação do sistema, variáveis que

determinam as condições de cada ensaio.

Com isso, o operador terá um maior grau de liberdade para

realizar o processamentos de dados, de tal forma que o mesmo possa

estar realizando outras atividades enquanto acompanha os testes e

mudando sua condição remotamente, acelerando todo o processo de

divulgação dos resultados extraídos da pesquisa.

1.2 Objetivos do trabalho

O principal objetivo é desenvolver um calorímetro automatizado

para microcompressores de refrigeração que possibilite a realização de

testes de forma acelerada e em uma ampla gama de condições de

operação. Com esse objetivo, construiu-se um calorímetro com circuito

de refrigeração inovador sem desvio (by pass), com pequeno volume de

tubulação e pequena carga de fluido refrigerante. O mesmo opera na

região de vapor superaquecido, e conta ainda com uma seção de ensaio

em formato de túnel de vento. Tal seção permite variar a velocidade do

ar, mantendo a temperatura no interior do túnel constante e com baixa

estratificação, possibilitando o levantamento do perfil térmico do

microcompressor.

Visando automatizar o processo, a aplicação de um sistema de

supervisão e aquisição dados foi desenvolvido em LabVIEW. Para o

32 INTRODUÇÃO


controle das condições de operação é necessário medir as pressões e

utilizar um atuador capaz de controlá-las. A operação do calorímetro

ganhará com isso, maior precisão, confiabilidade e independência do

sistema em relação ao operador.

A avaliação das demais variáveis, como a potência consumida e a

capacidade de refrigeração também é um dos focos da pesquisa, sendo o

mapeamento final dos dados de desempenho do compressor

apresentados através do ajuste de curvas polinomiais (ARI 540-2004).

Serão apresentados também os modelos de cálculo da vazão mássica e

da potência por meio da eficiência volumétrica e eficiência global. A

análise comparativa de resultados entre os métodos concluirá o

tratamento de dados e exame de testes desenvolvidos pelo calorímetro.

A expectativa é que esse calorímetro possa resolver os problemas

enfrentados pela empresa fabricante do microcompressor, tanto no

desenvolvimento do produto como na obtenção das informações de

catálogo.

1.3 Estrutura do trabalho

No capítulo 2, é apresentada a revisão bibliográfica acerca do

tema, com passagens e citações de trabalhos sobre calorímetros.

No capítulo 3, expõe-se o projeto do calorímetro para

microcompressores dividido em três grandes frentes: desenvolvimento

de produtos, termodinâmica e mecatrônica. Na área termodinâmica é

exposto o circuito de fluido refrigerante com reservatório intermediário

na região de vapor superaquecido. O enfoque na mecatrônica se dá,

principalmente, na área de controles das variáveis do sistema.

O capítulo 4 traz a descrição dos ensaios realizados no

calorímetro, tal como o funcionamento, a execução de um teste-

exemplo, o processamento dos dados e as incertezas de medição.

A análise dos resultados dos testes descritos no capítulo 4 é

relatada no capítulo 5. A validação dos modelos de controle é

apresentada, bem como os resultados dos polinômios e modelos

ajustados.

Por fim, no capítulo 6, as conclusões acerca de pontos chave do

trabalho são expostas, bem como as sugestões para trabalhos futuros.


2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA

O desenvolvimento de sistemas de refrigeração compactos

apresenta desafios e inúmeras demandas tecnológicas com competência

em diversas áreas da engenharia. A investigação apresentada por

Possamai et al. (2008) concentra-se no desenvolvimento de um sistema

miniaturizado de refrigeração por compressão de vapor acoplado a um

laptop. Tal sistema funciona como estação de ancoragem para manter o

desempenho máximo do processador. O circuito desenvolvido é capaz

de fornecer 30 W de arrefecimento em uma temperatura de evaporação

de 10 °C e temperatura de condensação de 45 °C. Através de resultados

experimentais, os autores obtiveram valores de capacidade de

refrigeração da ordem de 34,6 W com um coeficiente de performance de

2,55 W/W. Os autores confirmam que quando o sistema opera

desencaixado, a frequência do processador varia entre 3,16 GHz, 2,66 e

2,33 GHz, enquanto que quando o sistema opera acoplado, uma variação

de frequência é apenas entre 3,16 GHz e 2,66 GHz com uma

percentagem do tempo em 3,16 GHz muito maior do que no sistema

desencaixado. Além disso, com o sistema de refrigeração encaixado os

autores conseguiram obter um abaixamento de temperatura de 10°C no

sistema avaliado.

Mongia et al. (2006), desenvolveu um sistema de refrigeração em

pequena escala para notebook composto por um microcompressor,

trocadores de calor de microcanais e um tubo capilar como dispositivo

de expansão. Os dados de teste mostraram bom desempenho tanto dos

componentes individualmente, quanto do sistema de forma geral, sendo

que foram obtidos valores de coeficiente de performance maiores que

2,25 W/W para condições que simulavam o ambiente do notebook.

Ainda na investigação de um sistema de refrigeração de pequena escala

para componentes eletrônicos, Trutassanawin (2006) utilizou um

compressor rotativo em sua análise. Foi observado que as perdas mais

significativas aconteceram no compressor, sendo sugerida então uma

pesquisa mais aprofundada neste componente. Sugestões a respeito da

necessidade de um dispositivo automático de expansão para um controle

preciso do processo de expansão são relatadas.

Joffily (2007) apresenta resultados sobre a caracterização de

compressores de refrigeração segundo um ciclo superaquecido,

baseando-se em publicações anteriores, como Dirlea et al. e (1996) e

Winandy et al. (2001). Estes citam como componentes do ciclo

superaquecido apenas quatro componentes: compressor, trocador de

34 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA


calor a água, válvula de expansão e reservatório de fluido refrigerante.

Entre os resultados obtidos, o autor conclui que a bancada se mostrou

relativamente ágil durante o processo de estabilização do ciclo entre um

ponto de ensaio e outro. Parte disso deve-se a pequena quantidade de

fluido refrigerante no circuito da bancada de teste, ponto enfatizado

como benéfico para tal estudo. Por outro lado, foi ressalvada como fator

limitante a temperatura na sucção do compressor.

Como normas regulamentadoras referentes a limites de operação

e de incertezas de equipamentos foram utilizadas a ISO 917- (1989) e a

ANSI/ASHRAE 23- (2005). O objetivo da ASHRAE 23- (2005) é

fornecer métodos de ensaio para a avaliação de compressores com

deslocamento positivo e unidades condensadoras. Essa norma se aplica

a compressores e condensadores que: (a) não tenham injeção de líquido

e (b) são operados a temperaturas subcríticas de refrigerante (saturado).

Também se aplica aos métodos de ensaio para avaliação de

compressores de estágio único ou unidades condensadoras que: (a)

incorporem injeção de líquido controlada por um método de vazão

constante e (b) operados em temperaturas subcríticas do refrigerante. A

ISO 917 é aplicada apenas para compressores de estágio único de fluido

refrigerante com deslocamento positivo. Os métodos de teste

selecionados para determinar capacidade de refrigeração, potência,

eficiência isentrópica e a coeficiente de performance atendem as

especificações que estão descritas na norma. Esses métodos de teste

geram resultados com uma precisão suficiente para serem considerados

confiáveis se forem operados sob as condições básicas de teste em uma

instalação de refrigeração. No que tange ao processamento e

apresentação de dados foi utilizado como base a norma ARI 540-

(2004).

A pesquisa realizada por Martins (2011) relata a concepção de

uma bancada para geração de condições conhecidas e controladas de

vazão mássica de fluido de refrigeração e propõe um desenvolvimento

de um conceito de padrão de capacidade de refrigeração. O aparato

experimental desenvolvido para a validação do conceito foi baseado nas

bancadas de ensaios de compressores de refrigeração. Um dos focos

deste trabalho é a análise do sistema de controle de variáveis de

interesse como temperatura de sucção, pressões de sucção e descarga do

compressor e a vazão mássica. O autor mostrou-se satisfeito em relação

ao controle de temperatura de sucção e de pressões, mantendo essas

variáveis dentro das faixas de tolerância previstas por norma.

Santos e Santos (2006) segue a linha de pesquisa na

instrumentação e controle de uma bancada de testes de compressores na

REVISÃO BIBLIOGRÁFICA 35


fase de vapor superaquecido, visando essencialmente as variáveis de

pressões de sucção e descarga e temperaturas de sucção e descarga do

compressor. O projeto teve como foco o controle do dispositivo de

expansão da bancada. Como atuador na abertura e fechamento de

válvulas foi utilizado um motor de passo, tendo o controlador PID se

mostrado o mais eficiente por garantir a estabilidade das pressões. O

método de Ziegler-Nichols (Ogata, 2003) foi utilizado para ajustar os

parâmetros no controlador PID.

O desenvolvimento de uma base de dados foi apresentado por

Jähnig (1999). Nele são examinados dois modelos de avaliação e

apresentação de desempenho de compressores herméticos para

refrigeração doméstica. No primeiro, um estudo do procedimento

descrito na norma ARI 540 - (2004) para gerar mapas do compressor

por dados experimentais em forma de polinômios é discutido. Tais

mapas podem representar a vazão mássica, potência consumida pelo

compressor, capacidade de refrigeração e corrente. Apesar de simples, o

autor conclui que o modelo não é confiável para interpolações e

extrapolações. Para achar os 10 parâmetros do polinômio são

necessários pelo menos 10 medições da variável de interesse, sendo que

quanto mais medições são realizadas, mais confiável se torna o modelo.

O modelo semiempírico apresentado baseia-se num processo politrópico

de compressão e relaciona a vazão mássica e a potência consumida com

a eficiência volumétrica e a eficiência global, respectivamente. A

interpolação e extrapolação, para este caso, mostraram-se confiáveis na

faixa de 10ºC para mais ou para menos nas temperaturas de evaporação

e condensação, com erros relacionados de 5%. Para evitar a necessidade

de extrapolação o autor sugere a medição de quatro pontos

experimentais em condições bem diferentes entre elas. O intuito é

fornecer os 5 parâmetros sugeridos pelo modelo. Um quinto ponto pode

ser tirado numa temperatura de condensação e evaporação

intermediárias a fim de verificar o modelo.


3 DESCRIÇÃO DO CALORÍMETRO

Neste capítulo é descrito o aparato experimental utilizado no

presente trabalho, bem como a metodologia para desenvolvimento do

calorímetro e as simulações realizadas para obtenção dos parâmetros de

controle.

3.1 Circuito de fluido refrigerante com reservatório intermediário

Tendo os estudos prévios em mente, neste trabalho foi proposto

um calorímetro com base no conceito ciclo quente ilustrado na figura

3.1. Levando-se em consideração que se trata de um calorímetro para

microcompressores de refrigeração, o que implica diretamente em um

redimensionamento dos componentes utilizados neste ciclo.

Figura 3.1 – Diagrama P-h do ciclo quente.

Todos os componentes utilizados têm em seu interior apenas

fluido refrigerante na forma de vapor, pois não há mudança de fase no ciclo proposto.

Uma das principais vantagens de se trabalhar com

microcomponente é a não utilização de fluido secundário, como água, o

que implica na não utilização de trocadores de calor bi-tubulares e

bombas d’água na bancada, reduzindo consideravelmente o espaço

-50 0 50 100 150 200 250 300 350 40010

-1

100

101

102

103

Entalpia específica [kJ/kg]

Press

ão

[b

ar]

60°C

32,2°C

0°C

0,2 0,4 0,6 0,8

14

3

2

Isoe

ntró

pica

Região de vapor

superaquecido

Região de líquido

comprimido



físico ocupado e o custo de manufatura.

Figura 3.2 – Planta do calorímetro

O funcionamento do calorímetro acontece da seguinte forma

mostrada pela figura 3.2: O microcompressor comprime o fluido

refrigerante até a pressão de alta (ou condensação, como também é

conhecida) (1-2), e em seguida passa por uma válvula agulha que tem a

função de fazer a pré-expansão (2-3), levando a pressão de alta para a

pressão intermediária. Após isso, o fluido entra em um reservatório

intermediário (3) para fazer o balanço de massa de fluido entre as linhas

de sucção e descarga do compressor. Essa etapa transforma o

reservatório em um coletor, amortecendo as variações de pressão nas

linhas de alta e baixa, além de garantir que haverá fluido refrigerante

suficiente no reservatório intermediário para atender à demanda imposta

pelas condições de operação.

Por fim, o fluido re-expande por outra válvula agulha (3-4), onde

sairá da pressão intermediária para pressão de baixa. Para fazer o

abaixamento de temperatura (4-1) foi utilizado um trocador de calor de

microcanais com módulos termoelétricos de efeito Peltier acoplados,

garantindo o controle da temperatura de sucção. Por fim, o fluido é

succionado pelo microcompressor, fechando o ciclo.

DESCRIÇÃO DO CALORÍMETRO 39


3.1.1 Metodologia de desenvolvimento do produto

As etapas do projeto do calorímetro teve como modelo de

referência o PRODIP: Processo de Desenvolvimento Integrado de

Produtos, desenvolvido por Romano (2003), proposto com base em

pesquisas e experiências realizadas pelo NeDIP- Núcleo de

Desenvolvimento Integrado de Produtos da Universidade Federal de

Santa Catarina (UFSC). Nesta seção serão descritas todas as fases desse

desenvolvimento, bem como os detalhamentos do projeto.

De início, foi realizado o planejamento do projeto, o qual engloba

a descrição do problema a ser solucionado pelo produto, o escopo e o

cronograma geral do projeto. Vale a pena ser destacado nesta fase que o

escopo foi escolhido de maneira a não englobar a fase detalhada do

modelo PRODIP, tanto por se tratar de uma pesquisa de

desenvolvimento de produto quanto pela inviabilidade de tempo. Porém,

não deixaremos de citar passagens e propostas para tal fase. A figura 3.3

abaixo ilustra as fases de desenvolvimento do produto.

Figura 3.3 – Representação gráfica do modelo do processo de

desenvolvimento integrado de produtos – PRODIP.

Fonte: Romano (2003) apud Back, et al, (2008, pg. 70)

Seguindo-se a figura 3.3, entra-se na fase de projeto

informacional, que visa levantar dados e informações que implicam

direta e indiretamente nas especificações do produto. Com o foco no

potencial industrial do calorímetro foi feita uma pesquisa de mercado



em busca de concorrentes e de patentes. Os fatores que relacionam

clientes com o produto foram levantados, como requisitos, necessidades

e suas hierarquias. Com isso, a casa da qualidade1 foi desenvolvida

como maneira de se avaliar a relação cliente/produto. Destaque desta

fase vai para o levantamento de informações sobre leis e normas

técnicas que afetam o produto. Foram definidas as normas ASHRAE 23-

2005, ISO 917 e ARI 540 como influentes.

Na fase do projeto conceitual, a síntese funcional foi

desenvolvida em duas frentes: definindo-se a função global do

calorímetro e sua síntese funcional. Com base nas funções e subfunções

estipuladas ao produto, foi possível desenvolver a Matriz Morfológica

com o objetivo de ampliar a visão acerca das soluções para os possíveis

problemas que o projeto se propõe a resolver. Como resultado, foram

geradas e avaliadas entre si 3 concepções alternativas do produto. Feita

a escolha de uma concepção, suas características nas áreas mecânica,

mecatrônica e informática industrial vieram à análise culminando no

esboço do protótipo do produto, ilustrado pela figura 3.4. O projeto em

CAD encontra-se no apêndice E.

Figura 3.4 – Esboço do protótipo do calorímetro

1 Vide apêndice A.



Tendo como amparo as informações e conceitos levantados na

fase informacional e na fase conceitual, foram definidas as

especificações de projeto que permitiram a escolha de uma concepção

adequada. Nesta fase buscou-se dimensionar o produto, visando testes

de ergonomia, durabilidade, eficiência, entre outros. Além disso,

procurou-se integrar de forma harmônica a parte mecânica, mecatrônica

e de informática industrial no produto.

O projeto não visa o lançamento do produto no mercado e sim,

validar o conceito do calorímetro, algumas atividades do projeto

detalhado foram realizadas no projeto preliminar, como a construção de

um protótipo do aparato experimental. A documentação, como as

especificações técnicas e listagem dos componentes, foram geradas

nesse momento. Todas essas avaliações, juntamente com as fases

anteriores, culminaram na concepção final da bancada.

3.1.2 Microcompressor

É do tipo linear, não necessita de óleo no seu interior (o que

permite a sua instalação em qualquer posição) e sua alimentação

nominal é de 24 VDC (com adaptações para 12 VDC), com frequência

de oscilação da ordem de 335 Hz. O protótipo do microcompressor é

mostrado na figura 3.5 acoplado à seção de ensaio.

Figura 3.5 – Microcompressor

3.1.3 Conjunto atuador na temperatura de sucção

Para realizar o abaixamento na temperatura do fluido refrigerante

na sucção do microcompressor foram levantadas algumas concepções

alternativas na fase conceitual. O trocador de calor selecionado para ser

utilizado no circuito de refrigeração do calorímetro é do tipo microcanal.

Esses trocadores têm alta eficiência sem grandes perdas na capacidade



de refrigeração e ainda permitem uma redução significativa na carga de

fluido refrigerante por possuírem volume reduzido. A utilização desse

tipo de trocador com módulos termoelétricos de efeito Peltier acoplados

fez com que não houvesse a necessidade de utilizar outros tipos de

atuadores térmicos, tais como resistores de aquecimento ou até mesmo

circuladores térmicos, o que implicou diretamente na não utilização de

fluido secundário, e numa redução no custo de manufatura. A figura 3.6

apresenta o modelo do trocador microcanal utilizado.

Figura 3.6 – Trocador de microcanal

No ciclo de refrigeração proposto, após a expansão completa do

fluido até a pressão inicial, é necessário resfriá-lo. Para tal, foi instalado

um trocador de microcanal logo após a segunda válvula de expansão.

De acordo com a norma ISO 917, a temperatura de sucção deve

ser mantida em 32,2°C ± 3°C. Para tanto, módulos termoelétricos foram

acoplados ao trocador. Estes módulos são capazes de resfriar uma

extremidade e aquecer a outra, podendo assim controlar a temperatura

desejada.

Então, o trocador realiza duas tarefas simultaneamente: resfriar o

fluido, levando-o à condição inicial e manter a temperatura de sucção

em 32ºC.

Os módulos termoelétricos são dispostos como um sanduíche de

placas cerâmicas recheado com pequenos cubos de telureto de bismuto

(Bi2Te3). Sua operação é baseada no efeito Peltier, descoberto em 1834, segundo o qual uma diferença de temperatura se estabelece na interface

de dois condutores distintos quando estes são sujeitos a passagem de

uma corrente elétrica. Essas pastilhas termoelétricas são utilizadas em

aplicações de pequeno porte como chips microprocessadores e

refrigeradores portáteis. Atualmente, as capacidades de refrigeração



estão limitadas a valores da ordem de 250 W por módulo. Como o

calorímetro foi projetada para baixa capacidade, no máximo 700 W,

foram utilizados quatro módulos termoelétricos acoplados a coolers de

placa mãe de computador, dispostos sobre o trocador de calor de

microcanais. Entre as vantagens desse conjunto modular destacam-se a

ausência de ruído ou vibração, tamanho reduzido, alta durabilidade,

precisão e, principalmente, o fato da não utilização de fluido secundário

no circuito de refrigeração. A figura 3.7 apresenta a montagem de tais

componentes.

Figura 3.7 – Módulo termoelétrico com efeito Peltier

Surgiu então a necessidade de projetar uma placa eletrônica para

fazer o acionamento automático dos módulos termoelétricos. Como a

ideia era ora resfriar um lado da superfície do módulo termoelétrico, ora

aquecê-la, percebeu-se que para isso acontecer era preciso inverter a

polaridade dos fios. Uma maneira de realizar isso é utilizar circuitos

eletrônicos do tipo ponte H. Este circuito tem, entre outras funções, a

finalidade de inverter o sentido da corrente elétrica no motor.

Sendo assim, optou-se por uma solução simples: fazer uma placa

com um circuito ponte H com relés, em que o circuito de comando é

isolado do circuito de potência, evitando danos à placa de saída do

sistema de aquisição e controle.

A figura 3.8 representa a modelagem no software Proteus ISIS do

circuito eletrônico. A figura 3.9 mostra a placa eletrônica

confeccionada. Essa tarefa foi realizada na fase preliminar do projeto.



Figura 3.8 – Modelo gráfico do circuito eletrônico para os módulos

termoelétricos

Figura 3.9 – Placa eletrônica para módulos termoelétricos

3.1.4 Reservatório intermediário

Com a motivação de alcançar uma ampla faixa de condições de

operação do compressor sem a necessidade de mudança da quantidade

de carga de fluido refrigerante na bancada, foi implementado o

reservatório intermediário, que também pode ser tratado como buffer.

Este tem como função mediar o balanço de massa entre a linha de

descarga e a linha de sucção. Outra melhoria que o reservatório

intermediário trouxe à operação do calorímetro foi a maior estabilidade

nas pressões das linhas de alta e baixa, tornando a mudança de condição

mais rápida e precisa. A pressão no interior do reservatório não é



controlada, variando conforme a evolução do teste e não tendo muita

relevância no resultado final. É importante ressaltar que o volume

intermediário tem que ser maior ou igual ao restante dos volumes do

circuito de refrigeração, para que sempre se tenha fluido refrigerante em

seu interior, garantido o funcionamento do microcompressor em

diferentes condições de operação com apenas uma determinação de

carga. Para o circuito de refrigeração do calorímetro o volume

intermediário calculado, na fase de analise da parte mecânica da

concepção selecionada, foi de 2 litros. A figura 3.10 mostra o

reservatório intermediário utilizado.

Figura 3.10 – Reservatório intermediário

3.1.5 Tubulação

A tubulação é o meio de interligação entre os componentes do

circuito de refrigeração segundo Martins (2011). É necessário fazer um

correto dimensionamento das tubulações para que não haja problemas

como perda de carga e excesso de volume, comprometendo o

funcionamento do sistema. Nesse trabalho utilizou-se o software EES

para os cálculos dos volumes de tubulação necessários. Tais volumes

foram divididos da seguinte forma: volume de baixa, volume

intermediário e volume de alta. A figura 3.11 ilustra a tubulação de

cobre.

Figura 3.11 – Tubulação de cobre utilizada



3.1.6 Dispositivo de carga de fluido refrigerante

O fluido refrigerante é introduzido no circuito de refrigeração

através da tubulação da válvula de serviço no lado de baixa pressão do

sistema. A massa de fluido refrigerante é determinada utilizando uma

balança eletrônica com faixa de medição de 0 a 5 kg e incremento

digital de 0,01g. A incerteza de medição para esse processo foi de ±0,1 g

com repetibilidade de ± 0,4g.

O primeiro passo é medir a massa do cilindro em vácuo e “tarar”

a balança. Após isso, é inserido o fluido refrigerante no cilindro e

novamente mede-se a carga do cilindro carregado. O próximo passo é

conectar o dispositivo mostrado na figura 3.12 na válvula de serviço do

circuito de refrigeração. Com a válvula de liberação de carga fechada,

abre-se a válvula de serviço e inicia-se a desidratação do circuito. Assim

que o nível de vácuo desejado é atingido, a carga do cilindro é liberada

para o sistema. Para finalizar, o cilindro novamente é colocado na

balança para medir quanto de resíduo ficou no cilindro e assim

determinar a carga final exata do sistema. É importante ressaltar que

entre o dispositivo de carga e a bancada foram utilizados filtros tanto

para o procedimento de vácuo quanto para o procedimento de carga de

fluido refrigerante, evitando assim a contaminação da tubulação com

possível retorno de óleo da bomba de vácuo. O microcompressor foi

ensaiado utilizando os fluidos HFC-134a e HC 600a, sendo que para o

HC 600a era utilizada em média uma carga de 18g já para HFC-134a

utilizava-se em torno de 65g. A figura 3.12 mostra em detalhes o

dispositivo de carga de fluido refrigerante.



Figura 3.12 – Dispositivo de carga de fluido refrigerante

Fonte: Gonçalves (2004)

3.1.7 Ventilador do túnel

Um dos requisitos levantado na fase informacional é a

necessidade de controlar a velocidade do ar de 0 a 3 m/s sobre o

microcompressor. Para isso, foi adquirido um ventilador do fabricante

EBM, modelo R3G – 250 – AD62 – 30. A escolha por esse modelo foi

devido à presença de módulo de controle com entrada de 0 a 10 VDC /

PWM integrado ao ventilador de fábrica e porque sua vazão volumétrica

máxima pode chegar a 1580 m³/h, faixa de trabalho interessante à atual

aplicação. Para realizar sua fixação no túnel de vento do calorímetro foi

necessário projetar e construir um dispositivo de nylon que facilitasse o

assentamento do cone de entrada, conforme ilustrado na figura 3.13.



Figura 3.13 – Ventilador do túnel.

3.1.8 Misturador de hélice livre

Neste trabalho surgiram diversas concepções de misturadores

durante os brainstormings executados na fase conceitual, pois no

interior do túnel de vento a temperatura apresentava uma estratificação

de aproximadamente ± 10 ºC. Essa temperatura foi medida com dez

termopares do tipo T, sendo 5 antes do microcompressor e 5 depois.

Após algumas tentativas, a uniformidade nas temperaturas ainda não era

satisfatória. Então teve-se a idéia de construir-se um misturador com

hélices umas contra as outras, a fim de intensificar a troca de calor. O

aparato foi batizado de misturador de hélice livre. Com tal misturador,

saiu-se de uma estratificação de temperatura de 10 ºC para uma

estratificação menor que 1 ºC no interior do túnel.

O misturador é composto por quatro módulos individualmente

montáveis. As hélices de nylon são do fabricante Elgin e a ligação entre

essas e o eixo de latão é feita através de rolamentos. Após a saída do

misturador tem-se ainda um dispositivo com um feltro, que foi adaptado

com o intento de uniformizar o escoamento de ar, em termos de

velocidade e temperatura, antes de passar pelo microcompressor. A

figura 3.14 ilustra o misturador de hélice livre.



Figura 3.14 – Misturador de hélice livre.

3.1.9 Conjunto atuador nas pressões de operação

A válvula selecionada como determinante de pressões nas linhas

do circuito de refrigeração, após as avaliações da concepção na fase

conceitual, foi a de tipo agulha. Contra outros tipos de válvulas

levantados, a escolhida mostra melhor resolução e exatidão no decorrer

do escoamento através dela. Isso se dá devido ao estreito orifício de

passagem e baixo coeficiente de vazão que esse tipo apresenta. No

mercado, existem válvulas comerciais já motorizadas. Algumas com

motor de passo e outras com motor de CC e encoder acoplado, tais

como controlador de posicionamento angular programável (EPOS e

HANBAY) apresentados por Martins (2011). Também foram levantadas

no meio comercial algumas válvulas solenóide com aberturas

proporcionais, como a da fabricante (FESTO). No entanto, neste

trabalho optou-se por adaptar um motor de passo na válvula agulha, de

forma a realizar o controle da pressão, uma vez que o nosso objetivo é

validar o conceito.

A válvula micrométrica utilizada é do fabricante HOKE, série

1300, com abertura de 18 voltas e orifício de passagem de 0,047

polegadas e seu coeficiente de vazão vai de 0 a 0, 024. A figura 3.15

ilustra a válvula escolhida.



Figura 3.15 – Válvula micrométrica tipo agulha

Após a escolha da válvula, o próximo passo foi determinar o

motor de passo adequado para fazer o controle. O motor de passo

escolhido foi do fabricante (Akiyama) modelo AK39H / 12 – 1,8. Para

acoplar o motor de passo a válvula micrométrica foi preciso projetar um

acoplamento de alumínio batizado de eixo tipo fenda. Para garantir o

alinhamento na abertura e fechamento da válvula fez-se uma base de

nylon onde a estrutura foi fixada. A figura 3.16 mostra detalhes da

montagem. A tabela 3.1 lista algumas especificações técnicas do motor

de passo.



Figura 3.16 – Válvula micrométrica tipo agulha modificada

Tabela 3.1 – Especificações técnicas do motor de passo

ITEM ESPECIFICAÇÃO

Ângulo do passo 1,8º

Nº de passos 200

Enrolamento Espiras bifilares

Temperatura máxima de operação 80 ºC

Temperatura ambiente -10 ºC a 50 ºC

Resistência de isolação 100 Ω / DC500 V

Rigidez dielétrica AC 500 V / 1 min

Classe de isolação B

Folga radial (máx) 0,03 mm / Max – Carga = 400 g

Folga axial (máx) 0,03 mm / Max – Carga = 500 g

Detent torque 0,06 gf.cm

Inércia de rotor 48,0 g.cm²

Quantidade de fios 6

Após a escolha do motor de passo foram levantadas opções de

placas eletrônicas para acionamento do mesmo. É muito comum

encontrar placas eletrônicas comerciais para acionamento de motor de



passo, algumas já fornecidas pelo próprio fabricante do motor de passo.

O driver STR-8, por exemplo, serve para o controle de motor de passo

bipolar com ajuste para uma ampla faixa de modelos de motores de

passo, através de sinais de pulso e direção com alimentação de 24 a 80

Vdc. Esta série tem um avançado desempenho de resolução e controle

de corrente com anti-ressonância. Já o driver AKDMP5 – 1,7 A, do

fabricante de motor de passo (Akiyama), é usado para acionar motores

de passo bifásicos híbridos e apresenta bom desempenho.

Apesar de termos considerado a ampla variedade de placas

eletrônicas para controle de motor de passo expostas no mercado, optou-

se por montar uma placa com circuitos integrados já consolidados no

campo da eletrônica, como CI L297 e L298. O CI L297 é um

controlador do fabricante ST Microelectronics apropriado para motor de

passo de imã permanente, relutância variável bipolar de duas fases ou

unipolar de quatro fases. Além disso, trabalha com módulos de

acionamento em meio passo e passo pleno e é apropriado para operar

em conjunto com o driver L298. A figura 3.17 representa a modelagem

no software Proteus ARES da placa eletrônica. A figura 3.18 mostra a

montagem da placa eletrônica para motor de passo, adaptada para a

necessidade do calorímetro.

Figura 3.17 – Modelo gráfico do driver do controle do motor de passo



Figura 3.18 – Driver do controle do motor de passo

O esquema de ligação desenvolvido no software de simulação

Proteus ISIS se encontra no APÊNDICE C.

3.1.10 Válvulas de serviço

A válvula de diafragma selecionada na avaliação da concepção,

foi utilizada como válvula de serviço no lado de alta e baixa pressão do

circuito de refrigeração. Sua função é liberar ou interromper a passagem

de fluido refrigerante no processo de carga, bem como no processo de

pressurização e evacuação do mesmo. Essa válvula é de movimento

linear e suas características são basicamente estrangulamento e rápida

abertura devido à grande área de fechamento até o assento. A figura

3.19 ilustra a válvula de serviço utilizada.

Figura 3.19 – Válvula de serviço

3.1.11 Termofusível

Pensando na segurança do calorímetro contra possíveis

incêndios, foram utilizadas proteções redundantes de maneira a evitar



qualquer tipo de ocorrência neste sentido. Além das proteções dos

controladores digitais, foram colocados termofusíveis em série com os

resistores elétricos utilizados na linha descarga, intermediária e no túnel.

Tomou-se o cuidado de posicionar os termofusíveis em contato direto

com a superfície de maior temperatura. A tabela 3.2 traz as

especificações desses elementos de segurança:

Tabela 3.2 – Especificações dos termofusíveis (Catálogo DV

Tecnologia)

Modelo Temperatura

nominal [ºC]

Temperatura

de fusão [ºC]

Corrente

[A] Tensão [V]

R1 102 98 ± 2 15 250

R2 115 111 ± 2 15 250

R7 150 145 ± 2 15 250

Figura 3.20 – Termofusível.

(Fonte: DV Tecnologia)

3.1.12 Resistores elétricos

Para atender os requisitos de norma e de projeto da empresa

parceira, utilizou-se um resistor elétrico tubular circular da fabricante

Ibrel. A definição foi feita com base nos princípios de soluções

levantadas na fase conceitual. As temperaturas do ar pretendidas no

interior do túnel de vento são de: 32 ºC / 50 ºC / 60ºC.

O resistor tem como características duas voltas internas com

terminal parafuso de 40 mm e é alimentada por uma tensão de 220 V,

atingindo uma potência máxima de 3000 W. A figura 3.21 ilustra sua

forma geométrica.



Figura 3.21 – Resistor elétrico do túnel.

(Fonte: Ibrel)

Antes do acionamento do microcompressor no calorímetro, é

realizado um processo de aquecimento em alguns pontos do circuito de

refrigeração, de maneira a garantir que o fluido refrigerante esteja no

estado de vapor superaquecido. Para isso, utilizaram-se resistores

elétricos que consiste em um filamento metálico envolvido por silicone

e alimentados com tensão de 220 V, com potência 25 W/ m. Os pontos a

serem aquecidos no circuito de refrigeração são o reservatório

intermediário (por concentrar maior volume de fluido refrigerante em

seu interior) e a linha de descarga. No total, foram utilizados 2 m do

resistor. Ainda, tomou-se o cuidado de isolar a superfície do reservatório

intermediário, bem como a tubulação da linha descarga, com fita de

tecido de vidro da fabricante 3M. Esta é constituída por um dorso de

tecido de fibra de vidro com adesivo de borracha termoendurecedora,

resistindo a uma temperatura máxima de 130 ºC, evitando danos

elétricos em caso de rompimento do resistor elétrico siliconado. A figura

3.22 ilustra resistor elétrico.

Figura 3.22 – Resistor elétrico siliconado.



3.1.13 Relé de estado sólido

Esse tipo de relé de estado sólido é monofásico AFC 01 e é

utilizado em controle de ângulo de fase. Seu acionamento é através de

sinal de 4-20 mA, e foi utilizado no calorímetro para fazer o

chaveamento da tensão de alimentação em CA dos resistores elétricos,

recebendo o sinal de controle direto de um controlador. Nesse projeto,

ele foi acionado tanto por um controlador da Eurotherm como pela placa

de saída National via LabView. A figura 3.23 ilustra o relé de estado

sólido utilizado.

Figura 3.23 – Relé de estado sólido.

A tabela 3.3, apresenta algumas especificações técnicas do relé

de estado solido selecionado.

Tabela 3.3 – Especificações técnicas do relé de estado sólido

Grandeza Valor

Isolação (entrada/saída) 1000 Vrms

Isolação de tensão (entrada/saída) 1500 Vac

Sinal de controle 4 a 20 mA (6 Vcc mínimo)

Tensão 110 a 480 Vac

Corrente 40 A

Frequência 50 / 60 Hz

Temperatura de operação 70 ºC



3.1.14 Dimensionamento e faixas de operação

Na parte mecânica foi estudada a melhor arquitetura de circuito

de refrigeração para o calorímetro com base em trabalhos prévios

citados no capítulo 2, e nos métodos descritos nos item 3.1.1.

Por meio de simulação no software EES, foram levados em

consideração os volumes de tubulações dois possíveis ciclos a serem

utilizados, tendo em vista as limitações impostas pelos testes que o

projeto está proposto a abranger.

O propósito de se fazer essa análise digital é encontrar o ponto

ótimo para o volume da bancada, visto que, se este for muito grande, a

inércia térmica do sistema é elevada, gerando um atrasado para a

obtenção dos resultados esperados. Por outro lado, se o volume total for

pequeno demais, não serão alcançadas todas as condições de teste.

Além disso, a simulação através do software economiza material

de trabalho, visto que não é necessária a montagem de nenhum aparato,

evitando erros desnecessários.

3.2 Sistemas de medição

3.2.1 Medição de temperatura

O termopar se mostrou um interessante sensor para este projeto

por ser robusto, ter um baixo custo e operar em uma grande faixa de

temperaturas, critérios adotados para avaliação da concepção. São

classificados em diversos tipos, de acordo com o material de que são

feitos. A tabela 3.4 mostra alguns tipos e suas respectivas faixas de

trabalho e incertezas de medição.



Tabela 3.4 – Tipos de Termopares e suas configurações

Tipo

Faixa de

temperatura

[°C]

Incerteza de

medição

permitida

Metais

utilizados

J 0 a 277 ± 2,20 °C Ferro-

constantan 277 a 760 ± 0,75 %

K 0 a 277 ± 2,20 °C

NiCr-Ni 277 a 1260 ± 0,75 %

T

-101 a -59 ± 2,00 °C Cobre-

constantan -59 a 93 ± 0,80 °C

93 a 371 ± 0,75 %

E 0 a 316 ± 1,70 °C NiCr-

constantan 316 a 971 ± 0,50 %

B 871 a 1705 ± 0,50 % Pt-PtRh 10 %

Pt-PtRh 13 %

PtRh 30 %

PtRh 6 % S e R

0 a 538 ± 1,40 °C

538 a 1492 ± 0,75 %

Feito este levantamento de dados, foi escolhido o termopar de

tipo T como o mais viável para aplicação em questão. Devido à faixa de

trabalho, que atende muito bem aos requisitos de teste e é estreita o

suficiente para gerar uma incerteza de medição que está dentro da norma

regente.

Os termopares do tipo T foram conectados diretamente ao canal

do sistema de aquisição com cabos de compensação do tipo T e com

bitola 24 AWG. A compensação é feito por canal do sistema de

aquisição com termistor de precisão (±0,01) e empregado pelo software

de aquisição de dados como junta de referência eletrônica na conversão

do sinal de tensão do termopar em temperatura. Foram medidas 3 tipos

de temperaturas: de superfície, do ar e do fluido refrigerante. A figura

3.24 mostra um dos tipos de termopar utilizado.

Figura 3.24 – Termopar.

(Fonte: Gonçalves, 2004)



3.2.2 Medição de pressão

Os transdutores de pressão escolhidos foram do tipo Strain Gauge

de pressão absoluta com fundo de escala 10 e 20 bar. O fabricante

escolhido foi Hottinger Baldwin Messtechnik (HBM) e seu modelo é P3

MB. A tensão elétrica de alimentação do circuito strain-gauge desses

transdutores foi fornecida por uma fonte de corrente contínua de 10 V

com alta estabilidade (±0,01%). Os transdutores foram calibrados na

sala de calibração do laboratório POLO, utilizando-se uma máquina de

peso morto. A alta linearidade do sinal e a grandeza medida

possibilitaram a utilização de curvas de calibração de primeira ordem,

com coeficientes de correlação superiores a 0,99. A tabela 3.5 mostra as

respectivas incertezas de medição.

Tabela 3.5 – Faixa de trabalho e incerteza dos transdutores

Transdutor de

pressão

Faixa de

trabalho

[bar]

Incerteza de

medição [bar]

Transdutor 1 0 a 10 ± 0,008



A figura 3.25 mostra o modelo de transdutor de pressão utilizado.

Figura 3.25 – Transdutor de pressão.


3.2.3 Medição de vazão mássica

A vazão mássica de fluido refrigerante foi medida por um

transdutor de vazão mássica do tipo Coriolis, fabricado pela Danfoss,

modelo MASS2100, por ser a concepção que melhor se adequou. A

figura 3.26 ilustra o medidor de vazão mássica utilizado.



Figura 3.26 – Medidor de vazão mássica.


A unidade conversora, modelo MASS3000, foi regulada para

uma faixa de vazão de 0 a 10 kg/h.

Utilizou-se uma curva de calibração de primeiro grau com

coeficiente de correlação superior a 0,99 e com uma incerteza de

medição de ±1 % do valor lido.

A metodologia de medição segue a norma ISO 917 (1989). O

método D2, descrito na norma, foi o escolhido como o diretor. Nele,

determina-se que a medida da vazão mássica deve ser feito com o fluido

no estágio de vapor na linha de descarga. Algumas modificações

necessárias devido às características específicas do calorímetro foram

realizadas, como a ausência do separador de óleo na linha de descarga,

visto que o microcompressor opera sem este lubrificante.

3.2.4 Medição de grandezas elétricas

Um dos diferenciais deste calorímetro, comparado com um

calorímetro de compressor convencional, está na alimentação em CC

com tensão 12 V e 24 V (dependendo da amostra de microcompressor a

ser ensaiado). Para mensurar essa tensão, adotou-se na fase de avaliação

da concepção um conversor CC-CC do fabricante Yokogawa, modelo

2281A-013/VNL/AE, ilustrado na figura 3.27. A entrada de tensão é de

0 a 30Vcc nos bornes (-1) e (+3) e saída de 0 a 5 Vcc nos bornes (-15) e

(+16), tendo uma resistência mínima de 10 kΩ e uma precisão de ± 0,25

% (V.F.). Já sua alimentação é em 220 Vac nos bornes (9) e (11), com freqüência de 60Hz e isolação 2 kVca / 1 min.



Figura 3.27 – Conversor de tensão CC.

O conversor de CC-CC, ilustrado na figura 3.28, foi utilizado

para mensurar a corrente elétrica do microcompressor e também é do

fabricante Yokogawa, modelo 2381A. A entrada é de 0 a 3 Acc e saída

de 0 a 5 Vcc, com resistência de entrada de 16mΩ. A precisão desse

equipamento é de ± 0,25 % e sua alimentação é 220 Vac com freqüência

de 60 Hz.

Figura 3.28 – Conversor de corrente CC.

3.2.5 Aquisição de dados

O sistema de aquisição e controle de dados selecionado para o

calorímetro é composto por um chassi SCXI do fabricante National

Instruments, com 12 módulos configuráveis. O SCXI é uma plataforma

de chaveamento e condicionamento de sinais de alto desempenho, para



medições e sistemas de automação. Sua interface com o sistema

supervisório é feita através de entrada USB. Utilizou-se para adquirir

sinais de sensores de temperatura tipo T com compensação eletrônica

por canal, receber sinais de tensão dos transdutores de pressão, gerar

sinais de tensão para os relés de estado sólido, comutação por relé e

gerar sinais digitais para as placas eletrônicas. Na presente aplicação, os

módulos do chassi foram utilizados da seguinte forma: 1 módulo de

aquisição de dados e controlador, 5 módulos com 40 canais para leitura

de temperaturas, 2 módulos acoplados com 32 canais cada para entrada

de tensão, 2 módulos acoplados com 16 canais com saídas relé, 2

módulos acoplados com 8 canais para entrada de frequência, 2 módulos

com 6 canais cada para saída de tensão e ,finalmente, 2 módulos com 32

canais para saída digital. A tabela 3.6 lista, em detalhes, os supracitados

componentes:

Tabela 3.6 – Configuração do Sistema de Aquisição e Controle de

dados.

Número do

componente Função Descrição

776571-01

Chassi

SCXI-1001 12-Slot Chassis, U.S. 120 VAC

776576-60 SCXI-1360 Front Filler Panel

776576-61 SCXI-1361 Rear Filler Panel

776572-1600 Controlador NI SCXI-1600, USB Data Acquisition and

Control Module

776572-12 Temperatura

input SCXI-1112 8 ch Thermocouple Input Module

776572-02 Tensão

input

SCXI-1102 32 ch Thermocouple Amplifier

777687-03 SCXI-1303 32 ch Isothermal Terminal Block

776572-60

Relé

SCXI-1160 16-Channel SPDT Relay Module

777687-24 SCXI-1324 High-Voltage Screw Terminal

Block

776572-26 Frequência

input

SCXI-1126 8 ch Isolated Frequency Input

Module

777687-20 SCXI-1320 Temperature Sensor Terminal

Block, Cast

776572-24 Tensão

output

SCXI-1124 6 ch Isolated DAC Module

777687-25 SCXI-1325 Screw Terminal Block, Cast

776572-63

Digital output

SCXI-1163 32-Channel Optically Isolated

Digital Output Module

777687-26 SCXI-1326 High-Voltage Screw Terminal

Block, Cast



A figura 3.29 ilustra o sistema de aquisição de dados utilizado

no calorímetro.

Figura 3.29 – Sistema de aquisição de dados.

A programação do sistema supervisório e do controle do sistema

foi implementada integralmente no software da National Instruments

LabVIEW. Selecionado na fase de avaliação da concepção por ter entre

outras vantagens, uma linguagem de programação mais intuitiva. A

parte de controles foi amplamente destrinchada, visto que, por se tratar

de um trabalho com foco em mecatrônica, ela agregou muito na

aplicação de modelos teóricos na prática. A figura 3.30 ilustra o painel

de programação no LabVIEW.

Figura 3.30 – Programação em LabVIEW.



3.3 Sistema de controle

Para aplicar qualquer técnica de controle é necessário conhecer a

dinâmica do processo a ser controlado. A dinâmica de um processo pode

ser identificada através da análise da resposta do sistema a um sinal de

entrada, como ilustra a figura 3.31.

Figura 3.31 – Diagrama de blocos do sistema em malha aberta.

Os sinais de entrada utilizados são geralmente do tipo: impulso,

degrau, senoidal ou rampa. Para identificação das características

essenciais do processo sob avaliação é possível utilizar uma entrada em

degrau. O chaveamento abrupto através de um acréscimo ou decréscimo

na magnitude do degrau pode ser estabelecido pela variação da tensão

ou corrente, no caso de controle de temperaturas, ou pela abertura ou

fechamento de uma válvula, no caso de controles de pressão. A equação

3.1 representa a função degrau no domínio do tempo.

( )u t Kd

para 0t

( ) 0u t para 0t (3.1)

A equação 3.2 representa a função degrau no domínio da

frequência.

1( )u s

s

(3.2)

As válvulas que determinam as pressões do circuito de

refrigeração do calorímetro serão o principal foco do estudo no interesse

em mapear o controle das condições de teste. Para tal análise, o diagrama Voltas-Cv da válvula micrométrica do Catálogo Hoke, 2011

presente na figura 3.32, foi consultado.



Figura 3.32 – Diagrama Voltas-Cv da válvula micrométrica.

(Fonte: Catálogo Hoke, 2011).

Visualmente, é possível perceber a tendência linear entre voltas

da válvula e seu coeficiente de vazão. Com base neste fator, será

aplicada inicialmente a modelagem de processos de primeira ordem que

por definição, é representada por uma equação diferencial de 1° ordem,

representada pela seguinte função de transferência.

(1 )(1 )

( )

1 1

Tk

as b k Ts kTG s

cs d s s

(3.3)

Assim é possível relacionar os parâmetros k, t e com as

características da resposta ao degrau do sistema. Para o caso de sistemas

estáveis, o valor de k fornece a relação estática entrada-saída (ganho

estático) para uma entrada que tende a uma constante.

y yf i

k

u uf i

(3.4)

Onde ui - valor inicial da função tipo degrau;



uf - valor final da função de entrada do tipo degrau;

yi – valor inicial da resposta ao degrau;

yf – valor final da resposta ao degrau.

O modelo paramétrico da dinâmica de um determinado processo,

muito utilizado na indústria, pode ser caracterizado pela seguinte função

de transferência no domínio do tempo de primeira ordem:

( - )

( ) (1- )

t

G t k e

(3.5)

A equação 3.6 representa a função de transferência no domínio da

frequência.

( )1

k sG s e

s

(3.6)

Onde ( )G t - resposta do sistema à entrada do tipo degrau em

função do tempo;

( )G s - resposta do sistema à entrada do tipo degrau em função da

frequência;

- constante de tempo;

t - tempo;

s - variável complexa;

k - ganho estático;

- atraso de transporte.

Para encontrar a modelagem de sistemas, em malha aberta

existem alguns métodos que se baseiam na resposta do processo ao

degrau para determinação desses parâmetros, Coelho (2004).

Os parâmetros que determinam essa configuração são: ganho

estático, k , constante de tempo, e atraso do transporte, . Para

determinar a função de transferência do sistema foram abordados o

método de Sundaresan e Krishnaswamy (1977), o método Hägglund

(1991), e o método de Smith (1985).

O método de Sundaresan e Krishnaswamy é representado pela



figura 3.33, onde os tempo t1 é obtido a 35,3% do sinal de saída e o

tempo t2 a 85,3% do sinal de saída.

Figura 3.33 – Representação gráfica do método de

Sundaren/Krishnaswamy.

Os parâmetros representados no gráfico podem ser determinados

com base nas equações (3.7), (3.8),(3.9).

y yy ifk

u u uif

0, 67( )2 1

t t

1,3 0, 291 2t t

Para o método de Hägglund é traçada uma linha sobre o sinal de

saída, onde o tempo t2 é obtido a 63,2% de acordo com a representação

gráfica ilustrada na figura 3.34.

Figura 3.34 – Representação gráfica do método de Hägglund, adaptado

de Martins (2011).

(3.7)

(3.8)

(3.9)



Os parâmetros representados no gráfico podem ser determinados

com base na equação 3.10.

y yy ifk

u u uif

O método de Smith é representado pela figura 3.35, onde o tempo

t1 é obtido a 28,3% do sinal de saída, e o tempo t2 a 63,2% do sinal de

saída.

Figura 3.35 – Representação gráfica do método de Smith, adaptado de

Martins, (2011).

y yy ifk

u u uif

1,5( )2 1

t t

2t

Com base nos equacionamentos apresentados e na modelagem

que será feita com auxilio do software MATLAB, foi possível avaliar

independentemente qual modelo representara melhor a resposta

dinâmica do sistema para as variáveis de processos (pressão de sucção e

descarga) que determinam a condição de operação do microcompressor,

e também de outras variáveis de interesse, tais como, temperatura de

sucção e temperatura no túnel, essas determinam a condição de contorno

para a realização do ensaio.

(3.11)

(3.12)

(3.13)

(3.10)



Com concretização dessa análise, será possível conhecer a

função de transferência em malha aberta do sistema, para essas

variáveis.

Quando a variável de controle se tratar da temperatura, o sinal de

realimentação será adquirido através de sensores de temperatura

posicionados em locais de interesse. Como atuadores no controle dessas

temperaturas utilizam-se resistores elétricos e módulos termoelétricos de

efeito Peltier. As únicas temperaturas que não serão controladas desta

maneira, e sim de forma indireta, são as temperaturas de condensação e

evaporação do microcompressor. E estas temperaturas são função da

pressão de descarga e sucção, respectivamente, de acordo com a curva

de saturação do fluido refrigerante. Como atuador no controle de tais

pressões, tem-se as válvulas micrométricas no lado de alta e baixa

pressão do sistema.

Após a escolha do modelo aproximado de primeira ordem,

foram calculados os parâmetros para o controlador. Caso os parâmetros

calculados não apresentem uma boa resposta ao degrau unitário, serão

aplicados alguns métodos de sintonia de parâmetros propostos pela

literatura. Os clássicos e mais utilizados são proposto por Ziegler e

Nichols, Hrones e Reswick, Cohen e Coon e por Chien. Caso a resposta

do modelo aproximado de primeira ordem escolhido apresentar algum

atraso, será aplicada também uma estrutura de controlador do tipo

preditor de Smith.

3.3.1 Controladores PID

Controladores PID’s são amplamente utilizados na indústria para

controle de processos. Há no mercado diversos produtos disponíveis de

acordo com aplicação, esses podem ser dos tipos analógicos ou digitais

e com suas estruturas em paralelo, série ou série - paralelo.

Apesar da grande variedade de PID’s encontrados, os mesmos

possuem características comuns como entrada e saídas para o sistema a

ser controlado, escolha de setpoint, ajuste dos parâmetros P, I, D e

outras configurações. A figura 3.36 ilustra o diagrama em blocos desse

tipo de controlador.



Figura 3.36 – Diagrama de blocos de uma estrutura PID.

Neste trabalho será utilizado o controlador PID industrial do

fabricante Eurotherm e também via software. A figura 3.37 detalha a

lógica de controle utilizando-se o bloco PID digital na programação do

software LabVIEW.

Figura 3.37 – Bloco programador PID no software LabVIEW.

3.3.2 Controle das pressões de sucção e descarga

Para identificação da função de transferência para o controle da

pressão de sucção, foram realizados ensaios em malha aberta

relacionando o número de voltas da válvula agulha com diferentes

patamares de pressão próximos as condições de operações que se deseja

mapear. A variável de processo foi medida com o transdutor de pressão

mostrado na figura 3.25 e a válvula agulha foi manipulada por um motor

de passo operando em passo pleno com 200 passos por volta e em uma

freqüência de aproximadamente 200 Hz. A figura 3.38 mostra a relação

da pressão de sucção com o número de voltas da válvula.

Referência Erro I

P

D

t

i deK0

)(

dt

tdeKd

)(

)(teK p

Processo Saída+

-



Figura 3.38 – Relação entre abertura da válvula com a pressão de

sucção.

Com base no gráfico da figura 3.38, foi utilizado o software

MATLAB para aplicar os métodos apresentados na figuras 3.33, 3.34 e

3.35. Como a variável de processo não apresentou atraso, o método de

Hägglund foi escolhido como modelo diretor para apresentação do

ganho estático e da constante de tempo para cada degrau próximo a

condição de operação. Após o calculo individual dos ganhos estáticos e

das constantes de tempo apresentados na tabela 3.7, foi realizado o

somatório dos mesmos para obtenção de um ganho estático médio e de

uma constante de tempo média.

Tabela 3.7 – Ganhos estáticos e constantes de tempo calculados para

pressão de sucção.

Degraus p

[bar]

v

[voltas] suckp

[bar/voltas]

[s]

1 1 6 0,16 30

2 1 3 0,33 20 3 0,8 1,5 0,53 13

4 0,8 2 0,40 16

5 0,6 2 0,30 20

6 0,47 3,5 0,13 20

0

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

0

1

2

3

4

5

6

0 10 20 30 40 50 60 70

Ab

ertu

ra d

a vál

vula

de

sucç

ão[v

olt

as]

Pre

ssão

de

sucç

ão [

bar

]

Tempo [min]



deg

kpsuckpmn

raus

(3.14)

Tabela 3.8 – Valores médios de ganho estático e constante de tempo

para pressão de sucção.

medkp [bar/voltas] med [s]

0,31 19,83

A partir da definição do ganho estático e da constante de tempo

foi possível identificar a função de transferência para o modelo de

primeira ordem representado pela equação 3.15:

)1()(

sm

mkpsG

(3.15)

Com a definição da função de transferência, foi realizada uma

simulação do modelo com auxílio da ferramenta Simulink da plataforma

MATLAB, representado na figura 3.39.

Figura 3.39 – Diagrama de blocos em malha aberta para a pressão de

sucção.

A figura 3.40 apresenta graficamente a resposta da simulação

detalhando os valores obtidos para constante de tempo e o tempo de

acomodação para pressão de sucção.



Figura 3.40 – Resposta da simulação da pressão de sucção em malha

aberta.

Com a resposta da simulação em malha aberta, foram calculados

os parâmetros para o compensador PID, com base na equação 3.16.

( ) ( )

( ) 1 ( )

y s G s

r s G s

Foram calculados compensadores do tipo P, PD, PI e PID.

Entretanto, serão apresentadas apenas as configurações que

apresentaram a melhor resposta na simulação. A figura 3.41 apresenta o

diagrama de blocos do controlador PI. Como a dinâmica do processo

não apresentou atraso justifica-se a não utilização da estrutura preditor

de Smith.

Figura 3.41 – Diagrama de blocos de um controlador PI em malha

fechada para a pressão de sucção.

0 20 40 60 80 100 1200

0,05

0,10

0,15

0,20

0,25

0,30

0,35

Tempo [S]

Pre

ssão

[b

ar]

Constante de tempo: 19s

Tempo de acomodação: 95s

(3.16)



Já a figura 3.42 apresenta o comportamento da resposta do

controlador PI com os ganhos ki e kp calculados. Como pode ser

observada no gráfico, a resposta com os ganhos calculados apresentaram

sobressinal de 20%, e tempo de acomodação de 78 segundos.

Figura 3.42 – Resposta da simulação para a pressão de sucção em malha

fechada.

Para tentar obter uma resposta melhor ao degrau unitário, foram

ajustados os parâmetros calculados na aplicação pratica. A figura 3.43

mostra a modificação no valor do ganho proporcional e no tempo

integrativo.

Figura 3.43 – Diagrama de blocos de um controlador PI com os

parâmetros ajustados em malha fechada para a pressão de sucção.

Com a modificação no valor do ganho proporcional e no tempo

integrativo, pode ser observado na figura 3.44, um melhor tempo de

acomodação que era de 78 segundos e passou a ser de 23 segundos e

também não apresentou sobressinal.

0 20 40 60 80 100 1200

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

Tempo [S]

Pre

ssão [

bar]

Pressão de Sucção

Referência

Sobressinal: 20%




Figura 3.44 – Resposta da simulação para a pressão de sucção em malha

fechada com os parâmetros PI ajustados.


pressão de descarga, foram realizados os mesmos ensaios em malha

aberta utilizados para pressão de sucção, relacionando o número de

voltas da válvula agulha com diferentes patamares de pressão próximos

as condições de operações que se deseja mapear. A variável de processo

também foi medida com um transdutor de pressão e a válvula agulha

também foi manipulada por um motor de passo operando em passo

pleno com 200 passos por volta e em uma frequência de

aproximadamente 200 Hz. A figura 3.45 mostra a relação de pressão da

descarga com o número de voltas da válvula.

0 20 40 60 80 100 1200

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

Tempo[s]

Pre

ssão

[bar]

Pressão de Sucção

Referência




Figura 3.45 – Relação entre abertura da válvula com a pressão de

descarga.

Com base no gráfico da figura 3.45, foi utilizado o software

MATLAB para aplicar os métodos apresentados na figuras 3.33, 3.34 e

3.35. Como a variável de processo também não apresentou atraso, o

método de Hägglund foi escolhido como modelo diretor para

apresentação do ganho estático e da constante de tempo para cada

degrau próximo a condição de operação. Após o cálculo individual dos

ganhos estáticos e das constantes de tempo apresentados na tabela 3.9,

foi realizado o somatório dos mesmos para obtenção de um ganho

estático médio e de uma constante de tempo média.

Tabela 3.9 – Ganhos estáticos e constantes de tempo calculados para

pressão de descarga.

0

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

0

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

0 30 60 90 120 150 180

Ab

ertu

ra d

a vál

vula

de

des

carg

a [v

olt

as]

Pre

ssão

de

des

carg

a [b

ar]

Tempo [min]

Degraus p

[bar]

v

[voltas] desckp

[bar/voltas]

[s]

1 0,80 2 -0,40 36

2 1,65 5 -0,33 73

3 1,46 3 -0,48 68

4 3,58 2 -1,79 82

5 2,80 2 -1,40 70



Tabela 3.10 – Valores médios de ganho estático e constante de tempo

para pressão de descarga.

medkp

[bar/voltas]

med

[s]

-0,88 65,80


foi possível identificar a função de transferência para o modelo de

primeira ordem escolhido pela equação 3.15 utilizada anteriormente

para determinação da função de transferência da pressão de sucção.

A figura 3.46 representa o sistema em blocos com auxílio da

ferramenta Simulink da plataforma MATLAB:

Figura 3.46 – Diagrama de blocos em malha aberta para a pressão de

descarga.

Depois de efetuada a simulação é possível analisar graficamente

na figura 3.47, o comportamento da pressão de descarga em malha

aberta.

Figura 3.47 – Resposta da simulação da pressão de descarga em malha

aberta.

0 100 200 300 400 500 600-0.9

-0.8

-0.7

-0.6

-0.5

-0.4

-0.3

-0.2

-0.1

0

Tempo[S]

Pre

ssão

[bar]

Constante de tempo: 55s

Tempo de acomodação:275s



Os cálculos e os arranjos de compensadores P, PD, PI e PID

foram feitas de maneira análoga aos cálculos da pressão de sucção

descrita anteriormente. Após a determinação dos ganhos ki e kp é

fechado à malha de controle. A figura 3.48 mostra os valores dos

ganhos obtidodos.


fechada para a pressão de descarga.

A figura 3.49 ilustra a resposta ao degrau obtida em simulação

com os ganhos calculados.

Figura 3.49 – Resposta da simulação para a pressão de descarga em

malha fechada.

Assim como aconteceu na simulação da resposta da pressão de

sucção, também foi preciso alterar o valor do ganho proporcional e do

0 100 200 300 400 500 6000

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

1,8

Tempo [S]

Pre

ssão [

bar]

Pressão de Descarga

Referência

Sobressinal: 66,8%




tempo integral. A figura 3.50 apresenta a configuração dos parâmetros

para o controlador PI.

Figura 3.50 – Diagrama de blocos de um controlador PI com os

parâmetros ajustados em malha fechada para a pressão de descarga.

Com base na figura 3.51 observa-se que o tempo de acomodação

que era de 200 segundos diminuiu para 3 segundos e a resposta ao

degrau não apresentou sobressinal.

Figura 3.51 – Resposta da simulação para a pressão de descarga em

malha fechada com os parâmetros PI ajustados.

3.3.3 Controle de temperatura de sucção


temperatura de sucção, foi realizado um ensaio em malha aberta,

0 100 200 300 400 500 6000

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

Tempo [S]

Pre

ssão [

bar]

Pressão de Descarga

Referência




utilizando como sensor de temperatura um termopar do tipo T, para

mensurar a temperatura a 100 mm do passador de sucção conforme

recomendação da norma. Como atuadores foram utilizados quatro

módulos termoelétricos de efeito Peltier, com potência equivalente a 60

W por módulo e com tensão de alimentação de 12 V, distribuídos sobre

um trocador de calor de microcanal. Para chavear o sinal de tensão no

módulo foi utilizada uma placa eletrônica ponte H, para possibilitar a

inversão de polaridade do sinal de tensão aplicado nos módulos

termoelétricos. Com isso, é possível utilizar os módulos para aquecer se

a temperatura de processo estiver abaixo da referência ou refrigerar se a

temperatura de processo estiver acima da temperatura de referência.

O ensaio teve início com a temperatura ambiente em um patamar

de aproximadamente 24°C que representa a temperatura ambiente da

sala, e a placa eletrônica ponte H com chaveamento em 0 % ou 0 V.

Após foi alcançado um valor de temperatura próximo a 32°C que

representa a região de operação. Para isso, o ciclo de funcionamento dos

módulos foi mantido em 50% ou 6 V sem variação durante um período

de aproximadamente 6264 segundos (~1h e 40min). A variação (Δy) da

temperatura ao primeiro degrau de entrada foi de aproximadamente 5

°C. A partir desse período é aplicado um segundo degrau positivo (Δu)

de 15 % ou 6,9 V no ciclo de funcionamento dos módulos

termoelétricos no sentido de aquecer a temperatura na sucção do

microcompresor, e mantido por um tempo de aproximadamente 5714

segundos (~1h e 50min). A variação (Δy) da temperatura ao segundo

degrau de entrada foi de aproximadamente 2 °C. Após esse tempo é

aplicado o terceiro degrau (Δu) de -75 % ou - 6,9 V, agora no sentido de

refrigerar a temperatura na sucção do microcompressor. A variação (Δy)

da temperatura ao terceiro degrau de entrada foi de aproximadamente 7

°C. Como a variável de processo responde juntamente ao o degrau

aplicado, a constante de tempo (τ) foi obtida a 63,2 % do valor inicial

(yi), para cada degrau aplicado, correspondendo a uma constante de

tempo média de 536 segundos (~9 min). Através da equação 3.10, foi

obtido o ganho estático (K) para cada degrau, chegando num valor de

1,28 °C/V. A figura 3.52 demonstra a realização do ensaio em malha

aberta para temperatura de sucção.



Figura 3.52 – Resposta da temperatura de sucção, em malha aberta, ao

degrau de entrada.


foi possível identificar a função de transferência utilizando a equação

3.15, para o modelo de primeira ordem escolhido:

1, 28( )

536 1G s

s

O método lugar das raízes (Evans, 1948) foi utilizado para

calcular os parâmetros de controle para temperatura na sucção do

microcompressor. Para isso foi utilizado o software Matlab. A figura

3.53 mostra graficamente os valores dos pólos, ganhos e sobressinal

obtidos com a ferramenta Root locus.

-100

-80

-60

-40

-20

0

20

40

60

80

100

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 3000 6000 9000 12000 15000

Cic

lo d

e fu

nci

onam

ento

do m

ódulo

ter

moel

étri

co [

%]

Tem

per

atura

de

sucç

ão [

°C]

Tempo [s]

63,2%

63,2%

63,2%



Figura 3.53 – Representação gráfica do método do Root Locus para a

temperatura de sucção.

Com base, na figura 3.53, é possível obter um controlador PI

através da equação 3.17.

0, 014( ) 7C s

s


fechada para a temperatura de sucção.

(3.17)



Figura 3.55 – Resposta da simulação para a temperatura de sucção em


3.3.4 Controle de temperatura ambiente do compressor


temperatura no interior do túnel, foi realizado um ensaio em malha

aberta, utilizando dez termopares do tipo T, para mensurar a média das

temperaturas no interior do túnel. Como atuador foi utilizado um resistor

elétrico com potência de 3000 W, e para chavear o sinal de tensão no

resistor foi utilizado um relé de estado solido.

O ensaio teve início com a temperatura ambiente em um patamar

de aproximadamente 21°C que representa a temperatura ambiente da

sala, e o ciclo de funcionamento do resistor em 0 % ou 0 V. Após foi

alcançado um valor de temperatura próximo a 32°C que representa a

região de operação. Para isso, o ciclo de funcionamento do resistor foi

mantido em 25% ou 55 V sem variação durante um período de

aproximadamente 4142 segundos (~1h e 9min). A partir desse período é

aplicado um degrau positivo (Δu) de 15 % ou 63,3 V no ciclo de

funcionamento do resistor da temperatura no interior do túnel e mantido

até o término do ensaio. A variação (Δy) da temperatura ao degrau de entrada foi de

aproximadamente 13,5 °C. Como a variável de processo responde

juntamente ao o degrau aplicado, a constante de tempo (τ) foi obtida a

63,2 % do inicial (yi), correspondendo a 315 segundos (~5min). Através

da equação 3.10, foi obtido o ganho estático (K) no valor de 0,89 °C/V.

0 100 200 300 400 500 6000

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

Tempo [S]

Tem

pera

tura

[°C

]

Temperatura de Sucção

Referência




A figura 3.56 demonstra a realização do ensaio em malha aberta da

temperatura no interior do túnel.

Figura 3.56 – Resposta da temperatura no túnel, em malha aberta, ao

degrau de entrada.


foi possível identificar a função de transferência através da equação 3.17

para o modelo de primeira ordem escolhido:

0,88( )

315 1G s

s

O método lugar das raízes também foi utilizado para calcular os

parâmetros de controle para temperatura no interior do túnel, visto que

este método apresentou uma boa resposta para temperatura de sucção.

Para isso foi utilizado novamente o software Matlab. A figura 3.57

mostra graficamente os valores dos pólos, ganhos e sobressinal obtidos

com a ferramenta Root locus.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

0 3000 6000 9000

Cic

lo d

e fu

nci

onam

ento

do

res

isto

r

da

tem

per

atura

no

túnel

[%

]

Tem

per

atura

no

Túnel

[°C

]

Tempo [s]

63,2%

(3.17)




temperatura no túnel.

Com base na figura 3.58 é possível obter um controlador PI

representado pela equação 3.18.

0, 015( ) 5C s

s


temperatura no túnel.

O resultado advindo da simulação para resposta ao degrau

unitário é apresentado na figura 3.59:

(3.18)



Figura 3.59 – Resposta da simulação para a temperatura de sucção em


3.3.5 Ajuste dos parâmetros de controle

Após realizar cálculos e simulações para conseguir um melhor

ajuste de parâmetros para variáveis que devem ser controladas no

calorímetro. As tabelas 3.11 e 3.12 apresentam os parâmetros que serão

utilizados e mantidos sem alteração nos controladores PID, durante a

realização dos ensaios.

Tabela 3.11 – Ajuste de parâmetros

Tabela 3.12 – Ajuste de parâmetros

No capítulo 5 item 5.2, será apresentado os principais resultados

de controle, utilizando os parâmetros supracitados nas tabelas 3.11,

3.12.

0 100 200 300 400 500 6000

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

Tempo [S]

Tem

pera

tura

[°C

]

Temperatura do Túnel

Referência


Variável controlada

[bar]

Ganho

proporcional

Ganho

integral

Ganho

derivativo

Pressão sucção [bar] 14 0,71 -

Pressão descarga [bar] -125 -1,90 -

Variável controlada

[°C]

Ganho

proporcional

Ganho

integral

Ganho

derivativo

Temperatura de sucção 7 0,014 - Temperatura no túnel 5 0,015 -

Temperatura desc 8 0,900 0,1 Temperatura int 5 0,800 0,2


4 ENSAIO DE UM MICROCOMPRESSOR

Neste capítulo é apresentado em linha geral o calorímetro, bem

como a forma de executar um ensaio e detalhamentos sobre o

processamento de um teste.

4.1 Apresentação da parte física do calorímetro

O calorímetro foi construído com uma estrutura com perfil em

alumínio e revestida com madeira (MDF) e dividido em quatro

compartimentos, sendo que o primeiro compartimento (olhando de

baixo para cima na figura 4.1) funciona alguns equipamentos de

medição elétrica, tais como, (conversor de potência e corrente).

Seguindo a mesma lógica, o segundo compartimento comporta o

sistema de aquisição de dados e o computador e ainda um suporte

articulado para o monitor e uma gaveta com corrediça telescopia para o

teclado, visando obter uma melhor característica ergonômica.

Figura 4.1 – Protótipo de Calorímetro para Microcompressores.

No terceiro compartimento é disposto todo o circuito de

refrigeração. Já no quarto compartimento tem-se a seção de teste do



calorímetro que é composta por um túnel de vento, dividido em dois

módulos, sendo que o primeiro compartimento foi construído com tubo

de PVC de 360 mm diâmetro e 400mm de comprimento. Dentro desse

compartimento funciona um ventilador com velocidade controlada e

uma resistor elétrico para aquecer o ar que é insuflado pelo ventilador. O

segundo módulo foi construído de acrílico com diâmetro de 290 mm e

1000 mm de comprimento. Dentro deste, funciona um misturador de

hélice livre que tem a função de misturar o ar no interior do túnel

diminuindo a estratificação de temperatura. Logo a frente do misturador

tem um dispositivo com um filtro para uniformizar o ar antes de passar

envolta do microcompressor, que por sua vez, é fixado sobre um

dispositivo de nylon dentro do túnel. Os módulos são sustentados sobre

dois dispositivos de madeira que permitem que os mesmos sejam

retirados caso seja necessário facilmente e independentemente, para uma

possível manutenção, por exemplo. Para finalizar foi projetado e

montado um quadro elétrico que é responsável pelo acionamento dos

equipamentos elétricos e eletrônicos do calorímetro, este foi fixado na

lateral da estrutura de alumínio.

A potência fornecida para o funcionamento do microcompressor

é calculada pela equação 4.1 mostrada abaixo. Os valores de tensão (U)

e corrente (i) advém dos conversores de tensão e corrente,

respectivamente.

POT Ui (4.1)

Onde POT – potência fornecida ao microcompressor [W];

U – tensão [V];

i – Corrente [A].

A capacidade de refrigeração é calculada em condições

hipotéticas de entrada e saída do evaporador, visto que não há mudança

de fase do fluido refrigerante no ciclo proposto. A vazão mássica é

obtida pelo medidor de vazão Coriolis. A entalpia específica na entrada

do evaporador hipotético é considerada no ponto de líquido subresfriado

com pressão igual a pressão de condensação (Pcond) – que é a pressão de descarga do compressor – sobre a linha isotérmica de 32°C (no presente

texto, nomearemos h4). Já a entalpia específica na saída do evaporador

hipotético é considerada no ponto de vapor superaquecido com pressão

igual a pressão de evaporação (Pevap) – que é a pressão de sucção do

ENSAIO DE UM MICROCOMPRESSOR 89


compressor – também sobre a linha isotérmica de 32°C. A equação 4.2

traz a relação supracitada.

( )@32 ; @32 ;

Q m h he VAP LÍQC P C Pevap cond

(4.2)

Onde Qe - capacidade de refrigeração [W];

m - vazão mássica [kg/s];

@32 ;hVAP C Pevap

- entalpia específica de vapor superaquecido

[kJ/kg];

@32 ;h

LÍQ C Pcond- entalpia específica de líquido subresfriado

[kJ/kg].

A relação entre a capacidade de refrigeração e a potência

consumida pelo compressor denomina-se coeficiente de performance

(COP). A equação 4.3 demonstra tal relação.

QeCOPPOT

(4.3)

Onde COP – coeficiente de performance [W/W].

4.2 Procedimento para execução de ensaios

Para execução de um ensaio no calorímetro, o primeiro passo é

aquecer o circuito de refrigeração para garantir que no interior da

tubulação haja apenas fluido refrigerante na fase de vapor

superaquecido. Para isso, são ligados dois resistores elétricos em pontos

estratégicos do circuito de refrigeração. Tais pontos foram denominados

de “linha de descarga” e “linha intermediária”. Os pontos foram

escolhidos por terem maior volume e conseqüentemente maior

concentração de fluido refrigerante. As temperaturas foram controladas

num valor próximo a 70°C com controladores do tipo PID. A figura 4.2

ilustra o comportamento da temperatura da linha de descarga e linha

intermediária, representadas pelas linhas vermelha e amarela



respectivamente, durante a realização de um ensaio.

Figura 4.2 – Comportamento das temperaturas de linha durante um

teste.

Juntamente com o aquecimento do circuito de refrigeração é feito

o aquecimento do ambiente a ser ensaiado o microcompressor. Esse

aquecimento é obtido através de um resistor elétrico detalhado na figura

3.21. A temperatura é mensurada a partir da média de dez termopares do

tipo “T” distribuídos no interior do túnel de vento. A temperatura é

controlada a 32°C dentro da faixa de tolerância estabelecida por norma,

de ± 3°C. Seu controle é feito através de um controlador do tipo PID. A

figura 4.3 ilustra o comportamento da temperatura no túnel durante o

ensaio.

Figura 4.3 – Comportamento da temperatura média no túnel durante um

teste.

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Tem

per

atura

s [°

C]

Tempo [min]

20

23

26

29

32

35

38

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Tem

per

atura

no

Túnel

[°C

]

Tempo [min]

Regime permanente

de 1h

Regime

permanente

de 1h



O próximo passo é aguardar as pressões de operação do circuito

de refrigeração se estabilizarem em um novo patamar. Na seqüência o

microcompressor é acionado na condição de operação. A figura 4.4

ilustra o comportamento das pressões de operação durante a realização

do ensaio.

Figura 4.4 – Comportamento das pressões do sistema durante um teste.

A figura 4.5 mostra a condição de operação convertida em

temperaturas de condensação e evaporação, linhas vermelha e azul

respectivamente apresentadas no gráfico.

Figura 4.5 – Comportamento das temperaturas de condensação e

evaporação um teste.

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Pre

ssão

[b

ar]

Tempo [min]

Pressão de descarga Pressão de sucção

-15

-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Tem

per

atura

[°C

]

Tempo [min]

Regime

permanente

de 1h



Com a condição de operação determinada é preciso garantir que a

temperatura de sucção esteja a 32°C, entre os valores de oscilação

estabelecidos por norma. A temperatura de sucção também é controlada

com controlador do tipo PID. A figura 4.6 ilustra o comportamento da

temperatura de sucção do microcompressor durante o período do ensaio.

Percebe-se que durante um tempo superior à 1 hora a temperatura de

sucção não ultrapassou o valor de 32 ± 3 °C estabelecidos por norma.

Figura 4.6 – Comportamento da temperatura de sucção durante um teste.

Para validação do ensaio o último passo é avaliar o

comportamento das temperaturas no interior do microcompressor, por

serem as variáveis que levam mais tempo para estabilizar. A primeira

fase ilustrada na figura 4.7 mostra o período em que as temperaturas no

interior do microcompressor estão submetidas à temperatura ambiente

em torno de 22°C. A segunda fase caracteriza o aquecimento da bancada

levando as temperaturas para um novo patamar, agora próximo de 32°C.

A terceira fase apresenta o momento em que o microcompressor é

acionado e a quarta e última fase apresenta o período de uma hora em

que as variáveis se mantiveram dentro dos valores de oscilação

permitidos por norma, caracterizando o período de obtenção dos valores

em regime permanente.

20

23

26

29

32

35

38

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Tem

per

atura

de

sucç

ão [

°C]

Tempo [min]

Regime

permanente

de 1h

Acionamento do

microcompressor



Figura 4.7 – Comportamento do perfil térmico do microcompressor

durante um teste.

Nessa seção foram detalhados os cuidados tomados durante o

ensaio com as variáveis de operação e as de contorno. Já na seção 4.3

será detalhado o tratamento de dados de todas variáveis mensuradas no

ensaio.

4.3 Processamento dos dados de um teste

Durante a realização dos testes todas as variáveis medidas são

gravadas numa planilha. Feito isso, o processamento de dados é dividido

em duas partes: a análise do testes gerais com a temperatura de

condensação fixa e as temperaturas de evaporação varridas e, em

seguida, a análise de cada ponto com regime permanente estabilizado. O

processamento dos testes gerais é feito com o intuito de visualizar de

uma maneira mais global todas as condições impostas ao

microcompressor. Em formas de gráficos, as variáveis são rapidamente

conferidas com a finalidade de checar a normalidade do teste em termos

de ruído de sinal, anomalias grosseiras no comportamento do microcompressor ou qualquer outro motivo que pudesse botar o teste em

risco.

Posteriormente, são definidos os períodos estabilizados para cada

condição de operação que, por sua vez, são transportados a uma nova

20

30

40

50

60

70

80

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180

Tem

per

atura

s d

o c

om

pre

sso

r [°

C]

Tempo [min]

1° fase 4° fase 3° fase 2° fase



planilha onde será gerado o resumo final da condição. No cabeçalho do

resumo são inseridos dados gerais como número do teste, data, o

arquivo onde a planilha primitiva encontra-se e o nome do operador do

teste. Na sequência, são inseridas a temperatura de condensação e

temperatura de evaporação que caracterizam a condição de teste, assim

como o fluido refrigerante utilizado e o tempo de teste em regime

permanente. A tabela de dados conta com duas colunas contendo todas

as variáveis medidas e suas respectivas unidades. As médias no período

de teste são apresentadas numa terceira coluna. Dados referentes à

metrologia do processo tais como desvio padrão, inclinação ou

tendência e a diferença máxima, estão presentes nas últimas três colunas

e serão mais aprofundadas na seção 4.4.

A tabela 4.1 exemplifica a planilha de uma das condições de

teste.



Tabela 4.1 – Exemplo de planilha resumo de um teste Ensaio 6

Data: 25/11/2011 Início: 13:13:54

Arquivo: 20111123001 Duração: 01:00:00

Operador: Vinícius Nunes Taxa de amostragem: 1/s

Microcompressor: Embraco – Modelo MC-50

Fluido: R134a

Temperatura de sucção (nominal): 32 ºC

Temperatura de condensação (nominal): 35 ºC

Temperatura de evaporação (nominal): -5 ºC

Unidade Média DPs INC/DP DIF/DP

Temperatura de condensação ºC 34,93 0,1028 0,54 6,8571

Temperatura de saturação intermediária ºC 2,03 0,1023 -3,14 4,0974

Temperatura de evaporação ºC -5,16 0,0403 0,21 7,8719

Pressão de descarga bar 8,86 0,0226 1,20 6,4051

Pressão intermediária bar 3,17 0,0105 -3,14 4,0020

Pressão de sucção bar 2,42 0,0037 0,21 7,8424

Vazão mássica kg/h 1,79 0,0071 -0,61 6,6412

Potência W 47,71 0,5561 -2,70 5,4885

Capacidade W 91,33 0,3591 -0,61 6,5695

COP W/W 1,91 0,0219 2,52 5,9853

Temperatura de linha de descarga ºC 69,99 0,1082 -0,11 6,7100

Temperatura de linha intermediária ºC 71,76 0,0747 -1,76 6,0668

Tensão V 24,06 0,25 1,15 6,5655

Corrente A 1,93 0,01 -0,35 14,3102

Temperatura do compressor 1 ºC 63,48 0,2012 -3,32 3,7428






Temperatura do compressor 7 ºC 25,73 0,2613 3,29 3,9950






Temperatura do túnel 1 ºC 31,11 0,1089 -0,59 6,6665












4.4 Incertezas de medição

O desenvolvimento da análise da qualidade da medição foi feito

com base no Guia para expressão de incerteza de medição INMETRO

(1998). Foram consideradas dois tipos de incerteza neste exame, as

incerteza inerentes ao sistema de medição (umed) e as incertezas

relacionadas a repetição de medição (urep). Elas se relacionam de acordo

com a expressão da incerteza combinada:

2 2 2( )u Y u u uC i med rep

(4.4)

Onde ( )u YC é a incerteza padrão combinada da variável Y e ui é a

parcela de incerteza padrão.

A incerteza padrão expandida é calculada a partir da equação 4.5,

levando em conta a incerteza padrão gerada multiplicada pelo fator de

abrangência (k) proveniente da distribuição Gaussiana. No presente

trabalho optou-se por um valor de k igual a 2, o que representa um nível

de confiança de 95,45%. Justifica-se a não utilização do t de Student na

análise pelo fato de o número de amostras serem maiores que 100, caso

em que a análise de Student pode ser considerada pela distribuição

normal.

( ) . ( )U Y k u YC

(4.5)

Onde ( )U Y é a incerteza expandida e k é o fator de abrangência.

A parcela de incerteza referente à repetibilidade foi calculada

através do desvio padrão experimental das médias de 150 medições

estabelecidas em condições de regime permanente para as variáveis de

interesse neste estudo. Tal relação segue a equação 4.6:

1 2( ),

11( )

nx xi k i

knu xi

n

(4.6)



Onde ( )u xi - Incerteza padrão relativa à repetibilidade;

n - Número de medições;

,xi k - Valor instantâneo da variável;

ix - Média aritmética das n medições.

A parcela de incerteza associada ao sistema de medição foi

abordada considerando-se a precisão fornecida pelos fabricantes dos

aparelhos de medição como sendo a incerteza expandida do

instrumento. Geralmente tais dados são estimados pela porcentagem de

fundo de escala. Entretanto, como queremos apenas a incerteza padrão

referente a esse instrumento, faz-se a operação inversa da incerteza

expandida (equação 4.5). Ao invés do fator de abrangência k

relacionado com a confiança percentual, pode-se inserir o t-Student se

assim for desejado.

( )a

u xik

(4.7)

Onde a é a incerteza do instrumento de medição.

Todavia, se não há informações suficientes a respeito dos dados

que se deseja tratar, e sabe-se apenas que a medição (xi) está num

intervalo de ± a, utiliza-se o fator k= 3 . Isso garante (nível de

confiança de 100%) que todas as medições estão dentro do valor

estimado. Aplicando-se essa consideração equação 4.7, obtemos:

( )

3

au xi

(4.8)

No presente trabalho, a utilização de curva de ajuste ou curvas de

calibração por redução por mínimos quadrados partindo-se de valores conhecidos mensurados (Vpadrão) e do sinal (faixa de tensão ou corrente)

fornecido pelo instrumento de medição é difundida. É necessário então

avaliar as incertezas geradas dos valores calculados (Vcalculado) a partir

desta curva. A relação que devemos nos ater é a seguinte:



2( )

( )

(1 )

V Vpadrão calculadou xi

N GP

(4.9)

Onde: Vpadrão - Valor padrão conhecido do mensurando;

Vcalculado - Valor calculado a partir da curva de ajuste;

N - Número de pontos considerados no ajuste da curva;

GP - Grau do polinômio da curva.

A tabela 4.2 trazem os valores das incertezas das variáveis

independentes do processo:

Tabela 4.2 – Incertezas de medição das incertezas independentes

Variável Unidade

Incerteza

combinada

[uc]

Incerteza

expandida [U] (k=2; P=95,45%)

Temperatura °C ± 0,3 ± 0,6

Pressão de sucção (10 bar) bar ± 0,01 ± 0,03

Pressão intermediária (10 bar) bar ± 0,01 ± 0,03

Pressão de descarga (20 bar) bar ± 0,02 ± 0,05

Vazão mássica kg/h ± 6,00E-3 ± 0,01

Tensão V ± 0,08 ± 0,2

Corrente A ± 0,01 ± 0,02

As incertezas referentes às demais variáveis calculadas - e não

diretamente medidas - foram obtidas através da lei de propagação das

incertezas de medição. Essa lei pondera, através coeficientes de

sensibilidade Cm, as incertezas embutidas nas parcelas de cada variável

que se relacionam com a grandeza em foco.

Dessa forma, temos:

2

2( ) ( )

1

n Yu Y u xc c i

ì xi

(4.10)

Três grandezas foram consideradas nesse tipo de análise:

Capacidade de refrigeração, Potência e COP. Como referência, adotou-



se os dados de apenas um teste como base de exame. As relações que

serão utilizadas para a aplicação da equação 4.10 são as equações 4.1,

4.2 e 4.3 contidas da seção 4.1.

Sabe-se que a entalpia é obtida em função do fluido refrigerante,

da temperatura e da pressão subscritas, porém não há nenhuma fórmula

que relacione explicitamente essas variáveis. Tal fato obrigou-nos a

encarar a obtenção da incerteza das entalpias de forma diferente das

demais variáveis. Tendo em mãos uma entalpia de referência (h0) e as

incertezas combinadas da temperatura (u(T)) e da pressão (u(P)),

desenvolve-se:

( , )0h f T P

Obteve-se numericamente a variação da entalpia fixando-se a

pressão e variando-se a temperatura na faixa de mais e menos sua

respectiva incerteza. Desta maneira:

( ( ), )h f T u T PT

( ( ), )h f T u T PT

De maneira análoga, tomou-se a pressão como variante e a

temperatura fixa:

( , ( ))h f T P u PP

( , ( ))h f T P u PP

Em seguida, as incertezas combinadas referentes a cada variável

(temperatura e pressão) foram calculadas considerando-se que são faixas

em torno do valor de referência. Por isso explica-se a presença dos

módulos na equação que segue:

| | | |0 0( )

2

h h h hP Pu hc P



| | | |0 0( )

2

h h h hT Tu hc T

Então, finalmente, é calculada a incerteza combinada da entalpia

associada às incertezas de pressão e temperatura representada pela

equação 4.11:

2 2( ) [ ( ) ] [ ( ) ]u h u h u hc c T c P

Deste ponto obtivemos todos os parâmetros para se calcular as

incertezas combinadas e expandidas das grandezas calculadas visadas

no presente trabalho. Duas condições foram escolhidas como referência,

uma representando a entrada no compressor ou a saída do evaporador

hipotético (índice 1) e outra representando a entrada do evaporador

hipotético (índice 4). Os valores calculados estão na tabela 4.3 abaixo a

título de ilustração.

Tabela 4.3 – Incertezas de medição das entalpias.

Variável Unidade

Valor

calculado

[ref.]

Incerteza

Combinada

[uc]

Incerteza

Expandida

[U] (k=2; P=95,45%)

h1 kJ/kg 278,87 ± 1,55E-4 ± 3,11E-4

h4 kJ/kg 96,46 ± 8,64E-4 ± 17,29E-4

Tabela 4.4 – Incertezas expandidas das variáveis dependentes

Variável Unidade

Incerteza

Combinada

[uc]

Incerteza

expandida

[U] (k=2;

P=95,45%)

Capacidade de refrigeração W ± 0,3 ± 0,61

Potência W ± 0,26 ± 0,52 COP W/W ± 0,01 ± 0,02

Os resultados de incertezas de medição obtidos foram

considerados satisfatórios para análise experimental.

(4.11)


5 ANÁLISE DOS RESULTADOS

Neste capítulo são apresentados os resultados do exercício de

validação do ciclo proposto, bem como os resultados para validação do

sistema de controle. E por fim é feita uma comparação entre os dados

experimentais, e os obtidos por meios de modelos analíticos.

5.1 Reprodução dos envelopes de condições

O presente trabalho seguiu um envelope de condições de testes

para temperatura de condensação e evaporação determinado pela

empresa parceira fabricante do microcompressor. Aliado a isso,

recomendações de procedimento de teste da norma ARI 540-(2004)

serão seguidas.

O envelope de condições é representado graficamente pela

figura 5.1:

Figura 5.1 – Envelope de condições.

Como a aplicação do microcompressor visa, a priori, a

refrigeração, foi adotada a apresentação dos resultados ARI 540-(2004) para ar condicionado. As faixas de trabalho a serem expostas são:

Tabela 5.1 – Faixa de trabalho a serem apresentadas.

Temperatura de condensação 27°C a 60 °C

Temperatura de evaporação -23 °C a 13 °C

30

35

40

45

50

55

60

65

70

-20 -10 0 10 20

Tem

per

atura

de

Conden

saçã

o

[°C

]

Temperatura de Evaporação [°C]



As temperaturas de condensação e evaporação, segundo a

norma, podem ter um incremento de 5,6 °C e 3°C, respectivamente.

Foram realizados 112 ensaios totalizando 352 horas de

funcionamento do calorímetro. Os ensaios foram divididos em quatro

etapas de 28 ensaios, onde a única variável a ser modificada foi a

ventilação. Na primeira etapa o valor de ventilação sobre o

microcompressor foi fixo em 0,2 m/s, nas etapas subseqüentes os

valores foram alterados para 1 m/s, 2 m/s e 3 m/s. Para verificar que o

circuito de refrigeração estava realmente na região de vapor

superaquecido foi inserido no diagrama pressão versus entalpia

específica as temperaturas de condensação e evaporação que delimitam

a condição de operação do microcompressor e a temperatura de sucção

que compõem uma das condições de contorno do circuito de

refrigeração. Essas variáveis foram obtidas de 28 ensaios com

ventilação sobre o microcompressor em torno de 3 m/s. A figura 5.2

mostra a distribuição dos pontos 1 na sucção sobre a linha isotérmica na

referência de 32°C. Já no ponto 2 é apresentado a distribuição das

temperaturas de condensação para cada ensaio.

Figura 5.2 – Representação dos pontos de sucção e descarga no

diagrama P-h.

0 50 100 150 200 250 300 35010

-1

100

101

102

103


Press

ão

[b

ar]

32°C

0,8

Tcond = 35°C

Tcond = 55°C

Tcond = 45°C

Tcond = 65°C

1

2


Pre

ssão

[b

ar]

ANÁLISE DOS RESULTADOS 103


5.2 Resultados de controle

5.2.1 Pressão de sucção

O resultado do ensaio de controle da pressão de sucção pode ser

observado em detalhes na figura 5.3. O ensaio foi realizado de maneira

que a variável controlada acompanhasse a referência indicada no

controlador a cada mudança de patamar. Foram escolhidos valores

próximos a condição de operação, e cada ensaio teve duração de

aproximadamente 10 minutos.

Figura 5.3 – Comportamento da pressão de sucção controlada.

Analisando a figura 5.3, percebe-se que a variável controlada

leva menos de 1 minuto para acomodação, não apresenta sobressinal e

seu tempo de subida é da ordem de 20 segundos. Detalhes do controle

da temperatura de evaporação encontram-se no APÊNDICE B.

2,0

2,5

3,0

3,5

4,0

4,5

5,0

5,5

6,0

0 5 10 15 20 25

Pre

ssão

de

sucç

ão [

bar

]

Tempo [min]

Referência

Pressão de sucção



5.2.2 Pressão de descarga

Para a pressão de descarga também foram realizados ensaios

para analisar o comportamento desta em relação à referência. São

apresentadas a seguir dez mudanças de patamares dentro das condições

de operação, para avaliar o tempo de acomodação, tempo de subida e a

ausência de sobressinal da variável controlada. A figura 5.4 mostra em

detalhes o comportamento da pressão de descarga controlada.

Figura 5.4 – Comportamento da pressão de descarga controlada.

Analisando o gráfico da figura 5.4, percebe-se que a variável

controlada leva menos de 1 minuto para acomodação, não apresenta

sobressinal e seu tempo de subida é da ordem de 25 segundos. Detalhes

do controle da temperatura de condensação, bem como sua estabilidade

encontram-se no APÊNDICE B.

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

19

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130

Pre

ssão

de

des

carg

a [b

ar]

Tempo [min]

Pressão de descarga

Referência



5.2.3 Temperatura de sucção

Os resultados de ensaio de controle de temperatura de sucção são

apresentados na figura 5.5, onde cada ponto no gráfico representa o

valor médio da variável e sua incerteza. Foram realizadas, durante o

regime permanente de controle, 3600 medições com taxa de aquisição

de 1 segundo. Apesar do valor da variável controlada ficar dentro dos

limites de operação, o valor médio não correspondeu exatamente ao

valor de referência do controlador na maioria dos ensaios.

Figura 5.5 – Médias das temperaturas de sucção de vários ensaios em

regime permanente.

Como já citado na seção 4.2 a figura 4.6 mostra em detalhes o

comportamento típico do controle da temperatura de sucção do início do

ensaio até a permanência em regime permanente.

5.2.4 Temperatura no túnel

Os resultados de ensaio de controle de temperatura no interior do túnel são apresentados pela figura 5.5, onde cada ponto no gráfico

representa o valor médio da variável e sua incerteza. Foram realizadas,

durante o regime permanente do controle, 3600 medições com taxa de

aquisição de 1 segundo. Apesar do valor da variável controlada ficar

27

28

29

30

31

32

33

34

35

36

37

0 5 10 15 20 25 30

Tem

per

atura

de

sucç

ão [

°C]

Ensaios

Limite superior

Limite inferior



dentro dos limites de operação, o valor médio não correspondeu

exatamente o valor de referência do controlador na maioria dos ensaios.

Figura 5.6 – Médias das temperaturas no túnel de vários ensaios em

regime permanente.

A figura 4.3 da seção 4.2, mostra em detalhes o comportamento

típico do controle da temperatura média no interior do túnel do início do

ensaio até a estabilização em regime permanente. É possível observar

também a ausência de sobressinal dessa variável. Detalhes do controle

da temperatura no interior do túnel em outros patamares encontra-se no

APÊNDICE B. também é apresentado no APÊNDICE B à rápida

resposta de mudança de operação das variáveis de saída e sua

estabilidade.

5.3 Curvas de performance polinomiais

Dados de desempenho do compressor foram reportados segundo

o método previsto da norma ARI 540-(2004). Para tanto, o método dos mínimos quadrados foi utilizado para encontrar os coeficientes dos

polinômios ajustados com os dados de desempenho do compressor,

representado pela equação 5.1.

27

28

29

30

31

32

33

34

35

36

37

0 10 20 30

Tem

per

atura

no T

únel

[°C

]

Ensaios

Limite superior

Limite inferior



As equações são da forma:

2 2 3

1 2 3 4 5 6 7

2 2 3

8 9 10

. . . . . . .

. . . . .

evap cond evap evap cond cond evap

cond evap evap cond cond

X C C T C T C T C T T C T C T

C T T C T T C T

(5.1)

Onde X pode representar qualquer uma das seguintes variáveis:

Potência [W]

Vazão mássica [kg/h]

Capacidade [W/W]

Corrente [A]

Tevap - Temperatura de evaporação [°C]

Tcond - Temperatura de condensação [°C]

C1 a C10 - Coeficientes da equação

Com base numa série de valores obtidos através de testes e

utilizando o software Engineering Equation Solver (EES), foram

determinados os 10 coeficientes da equação 1 para as seguintes

grandezas de desempenho do compressor:

Tabela 5.2 – Coeficientes do polinômio de potência.

X Potência

C1 -60,210

C2 2,156

C3 6,014

C4 -0,04016

C5 -0,1084

C6 -0,09603824

C7 -0,00002169

C8 0,001673

C9 0,002075

C10 0,0004478



Tabela 5.3 – Coeficientes do polinômio de vazão mássica.

X Vazão mássica

C1 5,691

C2 0,3577

C3 -0,1532

C4 0,001204

C5 -0,009874

C6 0,002684

C7 -0,000002639

C8 0,0001451

C9 0,0001104

C10 0,00002265

Tabela 5.4 – Coeficientes do polinômio de capacidade.

X Capacidade

C1 217,6

C2 17,75

C3 -7,709

C4 0,002475

C5 -0,4903

C6 0,1349

C7 0,002475

C8 0,007083

C9 0,00551

C10 -0,00114

Tabela 5.5 – Coeficientes do polinômio de corrente.

X Corrente

C1 0,5474

C2 0,09078

C3 0,2562

C4 -0,001748

C5 -0,004577

C6 -0,000001262

C7 -7,574E-4

C8 0,000073290812

C9 0,00008733

C10 0,00001968



Com os polinômios em mãos, foram analisados os erros que

estes tinham em relação aos valores medidos no ensaio. O erro foi

determinado da seguinte maneira:

( ).100medido calculado

medido

X XX

X

(5.2)

Onde X - Erro em %

medidoX - Valor medido para a variável X

calculadoX - Valor calculado pelo polinômio para a

variável X.

Segundo a norma ARI 540-(2004) os valores calculados pelo

polinômio de terceira ordem com 10 coeficientes para uma dada

variável X não devem diferir em ±1% dos valores nominais do

compressor cedidos pelo fabricante. Utilizaremos como valores

nominais, e como base de comparação, os dados retirados dos testes

realizados com um modelo MC - 50 do microcompressor. Em caso do

erro ultrapassar a faixa de ±1% em alguma das condições testadas, este

ponto deve ser indicado.

Aplicando a equação 5.2, chegamos aos seguintes erros para

cada temperatura de condensação e evaporação especificadas:

Tabela 5.6 – Erros do polinômio de potência.

X Potência

Tcond

Tevap 35 45 55 65

-15 0,79 -2,43 - -

-10 0,12 1,17 0,29 -

-5 0,64 0,15 1,46 -

0 0,39 -2,70 2,80 0,82

5 0,12 -1,15 0,84 1,57

10 0,68 0,86 2,53 1,81

15 0,79 2,12 2,02 0,05



Tabela 5.7 – Erros do polinômio de vazão mássica.

X Vazão Mássica

Tcond

Tevap 35 45 55 65

-15 1,21 5,15 - -

-10 0,30 2,95 4,63 -

-5 1,50 2,31 0,40 -

0 0,77 1,71 4,00 1,26

5 0,42 1,57 1,37 2,48

10 0,61 0,17 1,90 0,94

15 0,13 0,80 1,10 0,28

Tabela 5.8 – Erros do polinômio de capacidade.

X Capacidade

Tcond

Tevap 35 45 55 65

-15 1,21 5,15 - -

-10 0,30 2,95 4,63 -

-5 1,5 2,31 0,40 -

0 0,76 1,71 4,00 1,26

5 0,42 1,57 1,37 2,48

10 0,61 0,17 1,90 0,94

15 0,13 0,80 1,10 0,28

Tabela 5.9 – Erros do polinômio de corrente.

X Corrente

Tcond

Tevap 35 45 55 65

-15 0,87 2,27 - -

-10 0,12 0,92 0,13 -

-5 0,82 0,21 1,51 -

0 0,37 2,52 2,81 0,87

5 0,27 1,02 0,94 1,46

10 0,62 0,64 2,80 1,74

15 0,73 2,08 1,87 0,06



Nota-se que metade dos valores de erros dos polinômios

excederam 1%. Reconhecidos os pontos em que ocorreram tais erros,

seria necessário alertar no possível relatório do compressor em teste. Em

caráter de pesquisa e desenvolvimento do produto não é preciso levar

tão a risca este conselho da ARI 540-(2004).

Como método de análise gráfica dos resultados medidos e

calculados, as variáveis de interesse foram plotadas umas contra as

outras. Uma linha ideal, representada pela cor vermelha, foi utilizada

como referência de comparação. Bandas de 5% para mais e 5% para

menos do valor de referência estão representadas por linhas pontilhadas.

Figura 5.7 – Gráfico da Potênciamedida X Potênciapolinômio.

20 30 40 50 60 70 80 90 10020

30

40

50

60

70

80

90

100

Potência medida [W]

Potê

ncia

poli

nôm

io [

W]

+ 5%

- 5%



Figura 5.8 – Gráfico da Vazão mássicamedida X Vazão mássicapolinômio.

Figura 5.9 – Gráfico da Correntemedida X Correntepolinômio.

0 1 2 3 4 5 6 7 80

1

2

3

4

5

6

7

8

Vazão medida [kg/h]

Vazão p

oli

nôm

io [

kg/h

]

+ 5%

- 5%

1 1,5 2 2,5 3 3,5 41

1,5

2

2,5

3

3,5

4

Corrente medida [A]

Corren

te p

oli

nôm

io [

A]

+ 5%

- 5%



Figura 5.10 – Gráfico da Capacidademedida X Capacidadepolinômio.

Feita essa análise inicial dos polinômios adquiridos, podemos

observá-los de uma forma mais global de agora em diante. As variáveis

de vazão mássica e potência, por serem de extrema importância na

análise do desempenho do compressor, serão investigadas mais a fundo.

O gráfico abaixo traz os polinômios correspondentes à vazão mássica

em diferentes condições de operação. A fim de uma melhor visualização

das curvas, a temperatura de condensação foi fixada em 4 patamares

sugeridos pelo envelope de condições (35°C, 45°C, 55°C e 65°C). Em

cada um dos patamares a temperatura de evaporação foi varrida de -

30°C a +30°C, formando assim as quatro curvas. Os pontos pretos

vazados são as medições com as temperaturas de condensação nos

patamares supracitados e com as temperaturas de evaporação como

médias do teste naquela condição.

Os segmentos das curvas que estão fora da faixa de temperatura

de evaporação atendida pelo envelope de condições foram extrapolados.

A recomendação da ARI 540-(2004) quanto aos dados de um teste a serem apresentados segue a faixa citada na tabela 5.1, mas como o

calorímetro atingiu valores além desta faixa, optou-se por mostrar esses

valores e adotar os limites de extrapolação nesses pontos.

0 50 100 150 200 250 300 3500

50

100

150

200

250

300

350

Capacidade medida [W]

Cap

acid

ad

e p

oli

nôm

io [

W]

+ 5%

- 5%



Figura 5.11 – Polinômios de vazão mássica.

Observou-se um comportamento mais fiel do polinômio em

condições de evaporação mediana, entre -5°C a 10°C. Quando a

temperatura de evaporação é imposta próxima dos limites de

extrapolação esse comportamento não é seguido, principalmente no

limite inferior.

Análise similar foi desenvolvida com os polinômios gerados da

variável de potência. Comportamentos semelhantes foram reconhecidos

quanto aos pontos medidos próximos aos limites de extrapolação. A

credibilidade na área de extrapolação superior dos polinômios pode ficar

um pouco comprometida visto que há uma tendência à proximidade do

ponto crítico da função.

-40 -30 -20 -10 0 10 20 30 400

1

2

3

4

5

6

7

8


Va

zã

op

oli

nô

mio

[k

g/h

]

Extrapolação

Tcond=35ºC

Tcond=45ºC

Tcond=55ºC

Tcond=65ºC

Extrapolação



Figura 5.12 – Polinômios de Potência.

5.4 Apresentação dos resultados por Modelos Ajustados

Método da Eficiência Volumétrica

A eficiência volumétrica é definida, segunda a norma ASHRAE

23-(2005) como a razão do fluxo volumétrico real e do fluxo

volumétrico ideal (i.e., o fluxo volumétrico que corresponderia ao

deslocamento geométrico do compressor). Pode-se expressar a

eficiência volumétrica em termos da vazão mássica e do deslocamento

do pistão, como mostra a relação abaixo:

.

.

sucção

V

m

V FREQ

(5.3)

Onde V - Eficiência volumétrica

m - Vazão mássica

suc - Volume específico do refrigerante na sucção

V - Volume de deslocamento

FREQ - Frequência de trabalho do microcompressor

-40 -30 -20 -10 0 10 20 30 400

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

110

Temperatura Evaporação [°C]

Po

tên

cia

po

lin

ôm

io [

W]

Tcond=35ºC

Tcond=45ºC

Tcond=55ºC

Tcond=65ºC

ExtrapolaçãoExtrapolação



A presença da frequência do microcompressor na equação 5.3

justifica-se por ele ser linear, e não faria sentido falarmos em rotação do

aparato.

O propósito de apresentar o conceito de eficiência volumétrica

neste trabalho é, com ele, calcular a vazão mássica de maneira indireta.

Uma revisão feita por Jähnig (1999) demonstra o desenvolvimento de

um modelo semi-empírico que inclui um expoente politrópico que varia

com a razão de compressão. A relação encontrada é da forma:

1

1 .n

desc sucV

suc b

pC C

p

(5.4)

Onde C - Constante decorrente da geometria do compressor;

descp - Pressão de descarga [bar];

sucp - Pressão de sucção [bar];

n - Expoente politrópico;

b - Volume específico do refrigerante depois da entrada

no cilindro (vapor re-expandido no volume morto

superior misturado com refrigerante de entrada)

[m³/kg].

A fim de simplificar a análise, optou-se por abordar a equação

5.4 seguindo algumas considerações. Idealizando o processo, adotou-se

que a o volume específico da sucção νsuc e o volume específico de

entrada νb são iguais. Foi adotado o valor 1 para o expoente politrópico

n. Finalmente, escolheu-se por uma regressão linear dos valores da

eficiência volumétrica ηv em função da razão de compressão (pdesc/psuc)

da forma:

descV

suc

pa b

p

(5.5)

Onde os coeficientes a e b englobam não só as características

geométricas, mas também qualquer outro fator que esteja influenciando

a eficiência volumétrica.



Foram utilizados os valores medidos de vazão mássica m , em

diferentes condições de operação, como variável de entrada na equação

5.3. O volume específico do fluido refrigerante na sucção νsuc em cada

condição também foi considerado. O volume V foi obtido considerando

a câmara de compressão um cilindro perfeito de diâmetro 10 mm e de

curso 3,4 mm. A frequência de trabalho foi fixada em 335 Hz. Como

resultado, obteve-se a eficiência volumétrica correspondente a cada

condição estipulada.

Figura 5.13 – Eficiência volumétrica x Razão de compressão.

Então, a eficiência volumétrica correspondente a cada razão de

compressão foi estipulada. Com uma regressão linear para uma equação

do 1º grau no modelo da equação 5.4, os coeficientes a e b foram

determinados. Para o pacote de condições testado para este trabalho,

obtivemos:

Tabela 5.10 – Coeficientes da equação modelo da Eficiência

Volumétrica.

a 1,05

b 0,1295

Introduzindo os coeficientes da tabela 5.10 na equação 5.5 e esta

na equação 5.3, obtemos uma expressão que prevê a vazão mássica em

1 2 3 4 5 6 7 80,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

Pdesc/Psuc

V



função da razão de compressão imposta em cada condição. Além de ser

possível interpolar quaisquer valores de pressão de descarga e de

sucção, se necessário.

. .1,05 0,1295 desc

MOD

sucção suc

pV FREQm

p

(5.6)

Onde MODm é a vazão mássica teórica prevista pelo modelo da

eficiência volumétrica.

Aplicando-se às faixas de condições de temperatura de

condensação e temperatura de evaporação consideradas no envelope de

condições obtemos as curvas representadas da figura 5.14. Na equação

5.5, as entradas de pressão de descarga pdesc e pressão de sucção psuc são

feitas de acordo com a temperatura de saturação da descarga

(equivalente à temperatura de condensação) e com a temperatura de

saturação da sucção (equivalente à temperatura de evaporação),

respectivamente. O volume específico foi estipulado para o fluido

R134a a pressão de sucção correspondente à condição de teste e com a

temperatura de sucção Tsuc a 32ºC, seguindo a recomendação da norma

regulamentadora.

Figura 5.14 – Curvas de vazão mássica calculada pelo modelo de

eficiência volumétrica.

-20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20-4

-2

0

2

4

6

8


Tcond=35°C

Tcond=45°C

Tcond=55°C

Tcond=65°C

mm

od

elo

[k

g/h

]



Método da Eficiência Global

A análise do comportamento da potência foi efetuada com o

auxílio do método da eficiência global. A equação 5.7 relacionada as

grandezas de interesse para esta análise:

(5.7)

Onde: POT – Potência consumida pelo compressor [W];

2,sh – Entalpia na descarga num processo isentrópico

[kJ/kg];

1h – Entalpia na sucção [kJ/kg];

g – Rendimento global [W/W].

Como variáveis de entrada na equação 5.7 foram utilizados

valores de vazão mássica determinados pelo modelo de eficiência

volumétrica MODm e de potência POT em várias condições de

operação. As entalpias foram calculadas com referência nas condições

de teste e propriedades do fluido R134a utilizado nesse experimento.

Com isso, um mapeamento da eficiência global g em função da razão

de compressão foi obtido.

2, 1.( )s

g

m h hPOT



Figura 5.15 – Eficiência global x Razão de compressão.

A justificativa para se escolher a razão de compressão como

variável independente neste tipo de análise se dá, pois essa razão

expressa muito bem a condição de evaporação e condensação de

operação do microcompressor.

A exemplo da análise de vazão mássica através do modelo de

eficiência volumétrica, lança-se mão de uma regressão linear a partir da

figura 5.15. Nota-se que o comportamento dos dados pode ser

aproximado por uma curva do 2º grau. A expressão que relaciona a

eficiência global g em função da razão de compressão pdesc/psuc dá-se

da seguinte forma:

2

desc descg

suc suc

p pc d e

p p

(5.8)

Onde c, d e e são os coeficientes que serão determinados a partir

da regressão linear. São eles:

1 2 3 4 5 6 7 80,1

0,2

0,3

0,4

0,5

Pdesc/Psuc

g



Tabela 5.11 – Coeficientes da equação modelo da Eficiência Global.

c 0,3184

d 0,04853

e 0,009658

Introduzindo os coeficiente da tabela 5.11 na equação 5.8 e esta

na equação 5.6, obtemos a expressão da potência calculada pelo modelo

de eficiência global em função da razão de compressão pdesc/psuc, da

vazão mássica m e da diferença de entalpia num processo de

compressão isentrópica de psuc até pdesc. A expressão resultante é:

2

009658,004853,03184,0

suc

desc

suc

descg

p

p

p

p

(5.8)

Onde MODPOT é a potência prevista pelo modelo de eficiência

global do compressor.

Figura 5.16 – Curvas de potência calculada pelo modelo de eficiência

global.

As comparações das abordagens realizadas serão apresentadas

graficamente para melhor visualização e entendimento.

-25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15 200

20

40

60

80

100

120

Po

tên

cia

mo

delo

Temperatura de evaporação [°C]

Tcond=35°C

Tcond=45°C

Tcond=55°C

Tcond=65°C

Extrapolação



5.5 Comparação das abordagens – Polinômios x Modelos

Figura 5.17 – Comparação das vazões pelo polinômio, pelo modelo e

medida.

Figura 5.18 – Curvas de vazão mássica pelo modelo, pelo polinômio e

medida.

0 1 2 3 4 5 6 7 80

1

2

3

4

5

6

7

8

mmedida [kg/h]

mp

oli

nô

mio

;m

mo

del

o [

kg

/h] +5%

-5%

Polinômios

Modelo

-20 -15 -10 -5 0 5 10 15 20-4

-2

0

2

4

6

8


mp

oli

nô

mio

;

Polinômio

Modelo

Medido

Tcond=35°C

Tcond=45°C

Tcond=55°C

Tcond=65°C

mm

od

elo;m

med

ido [

kg

/h]



Figura 5.19 – Comparação das potências pelo polinômio, pelo modelo e

medida.

Figura 5.20 – Curvas de potência pelo modelo, pelo polinômio e medida

(Tcond=35°C).

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Potênciamedida [W]

Po

tên

cia

poli

nôm

io, P

otê

nci

am

od

elo

[W

]+5%

-5%

Modelo

Polinômio

-20 -15 -10 -5 0 5 10 15 200

10

20

30

40

50

60

70

80

Temperaturaevaporação [°C]

Po

tên

cia

poli

nôm

io;

Po

tên

cia

mod

elo;P

otê

ncia

med

ida[W

]

Polinômio

Modelo

Medido




(Tcond=45°C).


(Tcond=55°C).

-20 -15 -10 -5 0 5 10 15 200

10

20

30

40

50

60

70

80

90


Po

tên

cia

poli

nô

mio

; P

otê

ncia

mo

del

o;P

otê

ncia

med

ida[W

]

Polinômio

Modelo

Medido

-10 -5 0 5 10 15 200

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100


Po

tên

cia

poli

nô

mio

; P

otê

ncia

mo

del

o;P

otê

ncia

med

ida[W

]

Polinômio

Modelo

Medido




(Tcond=65°C).

O capítulo 5, finaliza a parte de resultados, com base nos pontos

fornecidos pelo calorímetro. No capítulo 6, será descritas as conclusões

da pesquisa, bem como recomendações para trabalhos futuros.

-5 0 5 10 15 200

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

110


Po

tên

cia

poli

nôm

io;

Po

tên

cia

mod

elo;P

otê

ncia

med

ida[W

]Polinômio

Modelo

Medido


6 CONCLUSÕES

Pode-se dizer que todos os objetivos almejados foram alcançados,

uma vez que se validou um protótipo de um produto mecatrônica

denominada de calorímetro para microcompressores de refrigeração.

Toda a informação descrita neste documento será utilizada como

subsídio para construção da versão industrializada de um calorímetro

para microcompressor de refrigeração, a ser utilizado pela empresa

fabricante do microcompressor, que atualmente utiliza o protótipo

desenvolvido para obter dados que ajudam no aprimoramento do

microcompressor.

6.1 Sobre a metodologia de desenvolvimento de produto

A utilização da metodologia de desenvolvimento de produto foi

de fundamental importância para alcançar esse objetivo, propiciando

diversas soluções e concepções que culminaram na construção do

calorímetro. Todo o trabalho realizado utilizando a metodologia de

desenvolvimento do produto acabou gerando um relatório a parte,

devido às inúmeras informações geradas, sendo apresentadas na

dissertação apenas as informações classificadas para utilização no

projeto.

Na fase de planejamento de projeto, o cronograma estabelecido

foi cumprido com êxito, bem como a definição do escopo proposto, que

delimitou a dimensão do trabalho. Na fase de projeto informacional, foi

possível verificar através de pesquisas em bancos de artigos e bancos de

patentes que não há um calorímetro específico para microcompressor de

refrigeração, sendo este trabalho pioneiro para essa aplicação.

Entretanto, foram aproveitadas muitas informações de

calorímetros para compressores de refrigeração, principalmente da linha

doméstica, apresentadas na literatura. Ainda na fase informacional foi

possível identificar os clientes e suas reais necessidades, de maneira a

deliberar os principais requisitos de projeto. Na fase conceitual, a

concepção adotada se adequou a todos os requisitos, tanto para área

mecânica, eletroeletrônica e informática industrial. Analisadas todas as

variáveis envolvidas, buscou-se as soluções mais viáveis economicamente, levando em consideração o custo-benefício. O fato de

ter feito ainda nesta fase simulações do funcionamento do ciclo de

refrigeração com auxilio do software EES, possibilitou dimensionar

componentes tais como: trocador de calor, válvulas agulhas e a própria

128 CONCLUSÕES


tubulação, permitindo ajustes na configuração do circuito de

refrigeração antes de realmente construí-lo, evitando um possível

retrabalho. Essa estratégia pode ser lembrada positivamente também

para área de eletroeletrônica com a realização de simulações previas

com o auxílio do software PROTEUS ISIS, e na área de informática

industrial com a implementação do software LabVIEW, que demonstrou

ser uma excelente escolha para aquisição de dados e controle das

variáveis de interesse.

No projeto preliminar, o fator positivo foram as realizações dos

desenhos com auxílio do software Solidworks, que permitiu fazer

alterações antes da construção do protótipo.

6.1.1 Sobre o ciclo proposto

Foi proposta nesta dissertação uma metodologia de ciclo de

refrigeração que funciona inteiramente na região de vapor

superaquecido. Ensaios experimentais foram realizados com o objetivo

de confirmar o funcionamento do ciclo dentro desta região. Verificou-se

que, em ensaios típicos de mudança de condição de operação que os

valores correspondentes a temperatura de condensação que corresponde

ao ponto 2 do ciclo, mantiveram-se na região de vapor superaquecido,

garantindo a ausência de mudança de fase do fluido refrigerante. Além

disso, os resultados experimentais mostraram que foi possível governar

a temperatura de sucção do microcompressor sobre a linha isotérmica de

32,2°C correspondendo ao ponto 1 do ciclo proposto, ilustrado pela

figura 5.2.

Os resultados confirmam também, que essa configuração de ciclo

fechado, quando opera com o microcompressor seguido por duas

válvulas uma na descarga e outra na sucção, além de um pequeno

volume em serie entre tais válvulas, trouxe resultados bastante

satisfatórios na agilidade e estabilidade do controle das condições de

operação, e utiliza uma pequena massa de fluido refrigerante,

permitindo que o calorímetro funcione numa ampla gama de condição

de operação, com apenas uma determinação de carga.

Por fim, observou-se que com a configuração adotada os ensaios

podem ser realizados num tempo inferior à 1 hora, as temperatura de

evaporação e condensação levam em média 1 minuto e 20 segundos

para se estabilizar em um novo patamar de operação. Já as temperaturas

do corpo do microcompressor, levam em média 30 minutos para sua

estabilização.

CONCLUSÕES 129


6.1.2 Sobre o sistema de controle

O controle das pressões utilizando válvula agulha com motor de

passo acoplado proporcionou uma excelente resposta no controle das

pressões de operação do circuito de refrigeração, com rápido tempo de

subida e acomodação para a maioria dos ensaios. Apresentou

sobressinal menor que 10% na partida do microcompressor e durante as

mudanças de operação não houve sobressinal, o que garantiu rapidez na

estabilização de outras variáveis. Além disso, o controle das pressões

automáticas manteve o valor da pressão em regime permanente durante

um tempo superior a 1hora, algo que era difícil de fazer manualmente,

pois a pressão no final do ensaio manual sempre tendia a sair um pouco

do valor de referência, estabilizando em outro patamar de pressão. O

motor de passo escolhido não apresentou problemas quanto a torque,

pois a manopla fixada à haste da válvula agulha escolhida não exigia

muito torque para girar. Entretanto, tem que ser ressaltado o cuidado no

alinhamento entre acoplamentos e base de fixação da válvula, caso esse

cuidado não for tomado pode haver travamento no motor de passo

comprometendo o controle e a integridade do próprio motor. O

controlador da pressão foi desenvolvido com base nos controladores

clássicos aplicados em sistemas lineares e monovariáveis, com uma

entrada e uma saída SISO (Single Input Single Output), considerando

um sistema isolado. Apesar de cogitar a possibilidade de um controlador

multivariável essa possibilidade foi descartada, pois o controlador PI

calculado foi eficiente tanto no controle da pressão de sucção como na

pressão de descarga. Para finalizar o fato do funcionamento do controle

das pressões, liberou o operador de uma função enfadonha,

possibilitando ao mesmo atuar em outras funções adiantando os

processamentos de dados e divulgação dos resultados.

O controle de temperatura na sucção do microcompressor,

utilizando como atuadores os módulos termoelétricos demonstrou

versatilidade, principalmente por poder atuar no sentido de aquecer ou

refrigerar o fluido refrigerante, automaticamente. O controlador manteve

o sistema operando adequadamente durante todos os ensaios em regime

permanente, por um tempo superior à 1 hora, dentro dos limites de

variação ±3°C estabelecido por norma.

130 CONCLUSÕES


6.1.3 Sobre os métodos adotados para análise de resultados

Dos métodos estudados para análise de resultados, o de

polinômios mostrou-se ágil por necessitar de apenas 5 pontos em

diferentes condições para mapear de maneira convincente um

compressor. Notou-se, porém, a inviabilidade tanto para extrapolações

acima de 10°C, quanto para interpolações muito distantes dos pontos de

teste. Erros de mais de 1% entre valores reais e valores pelo polinômio -

considerados inaceitáveis- foram bastante frequentes nas análises. Por se

tratar de uma ferramenta puramente matemática, a falta de

maleabilidade física do método vem a tona, não sendo possível uma

simulação confiável aplicando variações em valores de variáveis físicas.

Porém, em se tratando de economia de material que retrate fielmente as

características de compressor, o método dos polinômios se sai muito

bem, visto que com apenas um polinômio podemos representar toda

uma faixa de operação para uma determinada variável de interesse.

Os modelos de cálculo da vazão mássica pela eficiência

volumétrica e cálculo da potência pela eficiência global se mostraram

mais sujeitos a análises com manipulação nas variáveis físicas, sendo

então mais aconselháveis num projeto de desenvolvimento e

dimensionamento de compressores – como o presente trabalho.

Extrapolações em relação a dados de testes não se mostraram

aconselháveis. Credita-se isso a inconsciência do modelo quando se

trabalha numa faixa de razão de compressão fora do alcance do

compressor em estudo.

6.2 Recomendações para trabalhos futuros

Os bons resultados desse trabalho indicam que a arquitetura de

ciclo de refrigeração escolhida, bem como os dispositivos de controle,

apresenta uma aplicabilidade dessa metodologia em calorímetros

convencionais para compressores de refrigeração de pequeno porte,

principalmente da linha doméstica. Sendo assim, sugere-se o

desenvolvimento de um calorímetro para estes tipos de compressores de

refrigeração, que tem como grande diferencial em relação ao para

microcompressores, a presença de óleo em seu interior. A instalação de

um separador de óleo adaptado com um béquer graduado em sua parte

inferior, na descarga do compressor, permitiria a investigação online do

comportamento do óleo no circuito de refrigeração. Além disso, a

configuração de ciclo de refrigeração adotada permitiria caracterizar

CONCLUSÕES 131


compressores com baixas capacidades, o que vem sendo um problema

enfrentado atualmente nas grandes empresas fabricantes de

compressores para refrigeração.

Outros estudos que podem ser realizados utilizando-se da

metodologia do calorímetro, porém para análise dos outros componentes

de um ciclo de refrigeração. Neste trabalho, o foco da bancada era a

análise única e exclusiva do microcompressor. Porém, nada impede que

outras bancadas sejam montadas visando o estudo de trocadores de calor

e novos dispositivos de expansão para aplicação em sistemas que

utilizarão microcompressores. Sendo assim, a recomendação é o

desenvolvimento de réplicas do calorímetro para o estudo da utilização

de microtrocadores de calor, capilares fixos e válvulas com abertura

proporcional em microsistemas.

Neste trabalho investiu-se numa configuração de túnel de vento

que não permitia o aproveitamento do ar quente que passa em seu

interior, ou seja, o ar que passa pelo túnel é liberado diretamente ao

ambiente da sala, que fica numa temperatura de aproximadamente 20°C.

Com a experiência adquirida no decorrer dos ensaios, percebeu-se que a

parcela do consumo de energia gasta pelo resistor elétrico, poderia ser

evitada. Portanto, sugere-se já para versão que será industrializada,

ilustrada na Figura 6.1, um túnel de vento com circuito fechado que

permita a recirculação do ar que passa por ele. Com isso, aproveita-se o

ar quente na saída do túnel, e faz-se com que ele retorne para entrada do

ventilador, sem trocar calor com ambiente da sala. Essa modificação

trará como benefício para o calorímetro um menor consumo de energia.

132 CONCLUSÕES


Figura 6.1 – Proposta de versão industrializada do calorímetro

Outro ponto levantado no item 4.4 deste trabalho, que trata das

análises de incertezas de medição, é a importância de mensurar as

variáveis com instrumentos que ofereçam baixas incertezas de medição.

Ainda na parte de medição, fica a sugestão de utilizar-se um

conversor de potência ao invés de usar um de tensão e outro de corrente.

Essa modificação tornará a medição de potência mais confiável.

Para os métodos estudados para análises dos resultados,

recomenda-se aplicar os modelos para outras variáveis de interesse,

como a temperatura de descarga e outras variáveis não menos

importantes, que no presente trabalho não foram exploradas.


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Research Center, School of Mechanical Engineering, Purdue University,

West Lafayette, EUA.


APÊNDICE A Casa da qualidade


APÊNDICE B

Estabilidade das temperaturas de operação do calorímetro.

Comparação do controle da temperatura de evaporação obtido

automaticamente com o alcançado manualmente:

Tem

pera

tura

[°C

]

Tempo [hh:mm:ss]

Tem

pera

tura

de e

vap

ora

ção

[°C

]

140 APÊNDICE B


Estabilidade das temperaturas no interior do túnel:

Variáveis de saída:

Tem

pera

tura

média

no

tú

nel

[°C

]

Tempo[hh:mm:ss]

Potê

ncia

[W

]; T

em

pera

tura

[°C

]

Tempo [hh:mm:ss]

Vazão

máss

ica [k

g/h

]


APÊNDICE C

Esquema genérico de ligação da placa eletrônica do motor de passo.


APÊNDICE D

A função global é concebida estabelecendo-se os problemas

essenciais para o produto. Essa função deve expressar os

relacionamentos entre as grandezas de entrada e saída do sistema

técnico independentes de soluções preconcebidas.


APÊNDICE E

Projeto em CAD:

ALEXSANDRO DOS SANTOS SILVEIRA - sites.florianopolis.ifsc ...sites.florianopolis.ifsc.edu.br/posmecatronica/files/2013/04/assilveira.pdf · Ficha de identificação da obra elaborada

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