Análise do SLHX no COP de freezer

UNIVERSIDADE FEDERAL DO VALE DO SÃO FRANCISCO
CURSO DE GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA
LEONARDO DE SOUZA SANTANA
ANÁLISE TEÓRICA E EXPERIMENTAL DE UM CICLO DE
REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR COM UM
TROCADOR DE CALOR ENTRE AS LINHAS DE SUCÇÃO E DE
LÍQUIDO
JUAZEIRO-BA
2017

LEONARDO DE SOUZA SANTANA
ANÁLISE TEÓRICA E EXPERIMENTAL DE UM CICLO DE
REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR COM UM
TROCADOR DE CALOR ENTRE AS LINHAS DE SUCÇÃO E DE
LÍQUIDO
JUAZEIRO-BA
2017
Trabalho apresentado a Universidade Federal do
Vale do São Francisco – UNIVASF, Campus
Juazeiro-BA, como requisito para obtenção do
título de Bacharel em Engenharia Mecânica.
Orientador: Prof. Dr. José de Castro Silva
Co-orientador: Prof. Dr. Luiz Mariano Pereira

Santana, Leonardo de Souza.
S232a Análise teórica e experimental de um sistema de refrigeração por
compressão de vapor com um trocador de calor entre as linhas de sucção
e de líquido / Leonardo de Souza Santana. –– Juazeiro/BA, 2017.
xiv, 83 f: il. ; 29 cm.
Trabalho de Conclusão de Curso (Graduação em Engenharia
Mecânica) – Universidade Federal do Vale do São Francisco, Campus
Juazeiro, Juazeiro-BA, 2017.
Orientador: Prof. Dr. José de Castro Silva
1. Refrigeração. I. Título. II. Silva, José de Castro. III. Universidade
Federal do Vale do São Francisco.
CDD 621.56
Ficha catalográfica elaborada pelo Sistema Integrado de Biblioteca SIBI/UNIVASF
Bibliotecário: Marcio Pataro

Este trabalho é dedicado à minha mãe, meu pai, meu irmão e a toda minha família.
Dedico também a todos que lutam ou lutaram contra o câncer, em especial ao meu
amigo de faculdade Lucas Moura (in memoriam).

AGRADECIMENTOS
Primeiramente e como mais importante, quero agradecer a Deus por ter me
oportunizado estar vivo e chegar até aqui.
A meus pais, Ana e José, que sempre estiveram ao meu lado e fizeram de tudo para
que eu conseguisse ter uma educação de qualidade e realizasse meus sonhos. A meu
irmão Abimael, que com suas dúvidas e seu interesse pela engenharia sempre me
motivou e a toda minha família, bisavós, avós, tios e primos, que sempre estiveram
presentes na minha vida.
A toda equipe do Hospital do Câncer de Pernambuco, em especial Alexsandra, Ana
Mello, Andrea Barros, Austriele, Erica Thorpe, Jéssica Iwata, João Soares, Juliana
Viera, Karina Caldas, Karina Reis, Keila Custódio, Marinus Lima, Mayara Darc, Nadija
Gomes, Nadja Gimino, Nadjane Santos e Val Campos, que com amor e carinho,
cuidaram de mim quando mais precisei e hoje são mais que amigos, fazem parte da
minha família.
A turma de engenharia mecânica 2012.1 da Univasf, em especial a Avelar, Danillo,
Djeneffer, Fabricia, Fernanda, Glauber, João Vieira, Joyce, Natan, Stolze, Toni,
Tatiane, Vanessa e Wallace. Nem todos destes formaram ou formarão juntos, ou nem
todos são ou serão engenheiros mecânicos, mas uma coisa é certa, vocês são amigos
mais chegados que irmãos para mim.
A equipe Baajatinga, pelos momentos de trabalho em conjunto que me
proporcionaram verdadeiras amizades e pelas experiências e conhecimentos
adquiridos.
Aos professores José de Castro e Luiz Mariano, pela experiência e orientação neste
trabalho. A todos professores e técnicos do colegiado de Engenharia Mecânica que
foram presentes durante a minha vida acadêmica nesta universidade, que eu possa
honrar e repassar tudo aquilo que aprendi com vocês.
Ao João Monteiro pela experiência e ensinos em meu primeiro contato com a
engenharia e por sua presença entre os avaliadores deste trabalho.
E a todos que de alguma forma contribuíram para a realização deste trabalho.

“Para realizar grandes conquistas, devemos não apenas agir, mas também sonhar;
não apenas planear, mas também acreditar. ”
Anatole France

RESUMO
O sistema de refrigeração por compressão a vapor exige uma grande demanda de
eletricidade. Diante disso, surge a necessidade de criar meios mais eficientes para o
funcionamento destes equipamentos, reduzindo principalmente seu consumo de
energia. A utilização de trocadores de calor entre a linha de sucção e de líquido pode
produzir um melhor desempenho do ciclo termodinâmico. Baseado em estudos
anteriores, o presente trabalho analisa experimentalmente estes componentes em um
freezer, utilizando o fluido refrigerante R-134a. Para avaliar o desempenho
termodinâmico do ciclo de refrigeração foram aplicados três cenários diferentes: um
apresentando o funcionamento convencional e dois apresentando o funcionamento
com a introdução de trocadores de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido,
sendo estes com comprimento de 20 cm e 40 cm. Após os experimentos observou-se
que a troca de calor realizada, não afeta substancialmente o coeficiente de
performance (COP) do equipamento. Conclui-se, ao final do trabalho, que a melhor
opção dentre os 3 cenários foi o uso do trocador de calor de 20 cm, devido ao aumento
da maioria dos parâmetros termodinâmicos do equipamento, sendo um deles a
eficiência isentrópica.
Palavras-chave: Freezer. R-134a. Trocador de calor. COP.

ABSTRACT
Vapor-compression refrigeration systems require a significant amount of electrical
energy. Therefore, there is a need for finding efficient ways of operating these
equipment, reducing their energy consumption. The use of heat exchangers between
the suction line and the liquid line can produce a better performance of the
thermodynamic cycle, as well as reduce it. The present work aims at an experimental
analysis of the suction/liquid heat exchanger present in a freezer running with
refrigerant fluid R-134a. Three different scenarios were used in order to evaluate the
thermal performance of the refrigeration cycle. The first scenario was the conventional
freezer set up to collect the required data for further comparison. Moreover, the second
and third scenarios were introduced with a 20 cm and 40 cm suction/liquid heat
exchanger, respectively, into the system. From the experiments, it was observed that
the heat exchange does not significantly affect the coefficient of performance (COP) of
the freezer. It was concluded from this work that the best scenario analyzed was the
20 cm suction/liquid heat exchanger where most of the thermodynamic properties were
improved, one of them being the isentropic efficiency.
Key-words: Freezer. R-134a. Heat exchanger. COP.

LISTA DE FIGURAS
Figura 1- Esquema e diagrama T-s do ciclo de refrigeração por compressão a vapor
ideal...........................................................................................................................21
Figura 2 - Diagrama P-h de um ciclo de refrigeração a vapor ideal. .........................22
Figura 3 - Esquema e diagrama T-s do ciclo de refrigeração por compressão a vapor
real. ...........................................................................................................................23
Figura 4 – Volume de controle aplicado para o evaporador e indicação do processo 4-
1 no diagrama de Mollier P-h. ..........................................................................25
Figura 5 - Volume de controle aplicado no compressor e sua representação no gráfico
de Mollier p-h.............................................................................................................26
Figura 6 - Volume de controle sobre o condensador e sua representação no gráfico
de Mollier p-h.............................................................................................................27
Figura 7 – Volume de controle sobre o dispositivo de expansão e no gráfico de Mollier
p-h.............................................................................................................................27
Figura 8 - Variação da relação entre os COP's para diversas efetividades...............31
Figura 9 - Proporção do COP em relação ao COPc para diversos refrigerantes
(Tevaporação = 8°C e TCondensação= 46°C). ......................................................................32
Figura 10 - Índice relativo a capacidade frigorífica em função da efetividade do
trocador de calor entre a linhas de sucção e líquido. ................................................33
Figura 11 - Relação COP'/COP em função da temperatura de evaporação e
temperatura de condensação para o R-134a............................................................35
Figura 12 - Trocador de calor interno simulado por WALTRICH...............................36
Figura 13 – Resultados obtidos para o R-134a.........................................................37
Figura 14 - Freezer utilizado nos ensaios. ................................................................38
Figura 15 - Cenário I, sem a presença do trocador de calor. ....................................39
Figura 16 - Cenário II, presença do trocador de calor de 20 cm no freezer. .............39
Figura 17 - Cenário III, presença do trocador de calor de 40 cm no freezer, sem
isolamento.................................................................................................................40
Figura 18 - Perspectiva isométrica do SLHX de 40 cm (Inventor).............................41
Figura 19 - SLHX de 20 cm confeccionado...............................................................42
Figura 20 - Balança utilizada para medição da carga de refrigerante. ......................42
Figura 21 - Controlador de temperatura para refrigeração TC-900Ri plus................43

Figura 22 - Controlador digital de temperatura e umidade MT-530Ri plus................43
Figura 23 - Conjunto manifold. ..................................................................................44
Figura 24 - Pressostato de quatro estágios PCT-420Ri plus. ...................................44
Figura 25 - Medidor de potência utilizado no experimento........................................45
Figura 26 - Esquema de instalação Sitrad. ...............................................................45
Figura 27 – Tela principal do sistema de aquisição de dados sitrad. ........................46
Figura 28 - Interface do EES.....................................................................................47
Figura 29 - Representação dos pontos de coleta de dados no experimento. ...........47
Figura 30 - Posição dos sensores de temperatura no freezer...................................48
Figura 31 - Posição do sensor do termo-higrômetro no ambiente interno do freezer.
..................................................................................................................................48
Figura 32 - Descrição geral do compressor...............................................................81
Figura 33 - Performance do compressor no check point...........................................81
Figura 34 - Performance do compressor com temperatura de condensação igual a
35ºC. .........................................................................................................................82
Figura 35 - Performance do compressor com temperatura de condensação igual a
45ºC. .........................................................................................................................82
Figura 36 - Performance do compressor na temperatura de condensação igual a 55ºC.
..................................................................................................................................83

LISTA DE GRÁFICOS
Gráfico 1 - Resultado da relação entre os tempos gastos no resfriamento...............50
Gráfico 2 - Comportamento da temperatura interna (ºC) em função do tempo
(minutos). ..................................................................................................................51
Gráfico 3 - Temperatura (ºC) x entropia (kJ/kg.ºC) para o SLHX de 20 cm (EES)....54
Gráfico 4 – Resultado da relação entre as capacidades frigorificas..........................56
Gráfico 5 - Resultado da relação entre as potências de compressão. ......................58
Gráfico 6 – Potência (W) consumida pelo freezer em função do tempo (minutos)....58
Gráfico 7 – Resultados médios das eficiências isentrópicas para cada ensaio. .......59
Gráfico 8 - Resultado da relação entre os valores de COP.......................................61
Gráfico 9 - Efetividades dos trocadores de calor entre a linha de sucção e linha de
líquido........................................................................................................................62
Gráfico 10 - Comportamento da relação entre as capacidades frigoríficas em função
da efetividade do trocador de calor. ..........................................................................63
Gráfico 11 - Comportamento da relação entre as potências de compressão em função
da efetividade do trocador de calor. ..........................................................................64
Gráfico 12 - Comportamento da relação entre o COP real em função da efetividade do
trocador de calor. ......................................................................................................65
Gráfico 13 - Comportamento da relação entre o COP teórico em função da efetividade
do trocador de calor. .................................................................................................66

LISTA DE TABELAS
Tabela 1 - Dados técnicos do freezer........................................................................38
Tabela 2 – Massa (g) de fluido refrigerante utilizada para cada cenário. ..................41
Tabela 3 – Tempo (minutos) de funcionamento do freezer para atingir -18ºC..........50
Tabela 4 - Valores médios do superaquecimento total (K) para cada cenário. .........52
Tabela 5 - Valores médios para o Superaquecimento (K) em um ponto anterior ao
Tabela 6 - Valores médios para o Sub-resfriamento (K) em cada cenário................53
Tabela 7 - Valores médios para o Sub-resfriamento (K) em um ponto anterior ao
Tabela 8 - Valores das médias da capacidade frigorífica (W) para cada ensaio em
cada tipo de cenário. .................................................................................................55
Tabela 9 - Valores de médias apresentados na tabela 8 convertidos para (BTU/h). 55
Tabela 10 – Média do resultado da potência (W) de compressão de cada ensaio para
cada cenário..............................................................................................................57
Tabela 11 - Resultados das médias dos valores de potência teórica (W).................59
Tabela 12 - Valores médios dos resultados obtidos para eficiência isentrópica do
compressor (%).........................................................................................................60
Tabela 13 - Valores médios dos resultados obtidos de coeficiente de performance para
cada ensaio, considerando a potência elétrica real...................................................60
Tabela 14 - Valores médios dos resultados obtidos de coeficiente de performance para
cada ensaio, considerando o processo de compressão isentrópico. ........................62
Tabela 15 - média dos valores encontrados para efetividade. ..................................63
Tabela 16 – Média dos dados de pressão manométrica (kPa), pressão absoluta (kPa)
e temperatura de evaporação (ºC) obtidos para a determinação do superaquecimento.
..................................................................................................................................79
Tabela 17 - Média dos dados de pressão manométrica (kPa), pressão absoluta (kPa)
e temperatura de evaporação (ºC) obtidos para a determinação do sub-resfriamento.
..................................................................................................................................80

SUMÁRIO
1 INTRODUÇÃO ...............................................................................................15
1.1. OBJETIVOS....................................................................................................16
2 REVISÃO DA LITERATURA..........................................................................17
2.1 PRIMEIRA LEI DA TERMODINÃMICA...........................................................17
2.1.1 Análise da massa e da energia em volumes de controle em regime
permanente ...................................................................................................17
2.2 SEGUNDA LEI DA TERMODINÂMICA ..........................................................19
2.2.1 Entropia .........................................................................................................20
2.3 CICLO DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO A VAPOR.....................21
2.3.1 Ciclo Ideal......................................................................................................21
2.3.2 Ciclo real........................................................................................................23
2.3.3 Balanceamento de energia ..........................................................................24
2.3.3.1 Capacidade frigorifica ...............................................................................24
2.3.3.2 Potência de compressão...........................................................................25
2.3.3.3 Calor liberado no processo de condensação............................................26
2.3.3.4 Dispositivo de expansão ...........................................................................27
2.4 COEFICIENTE DE PERFORMANCE (COP)..................................................28
2.5 INFLUÊNCIA DO SUPERAQUECIMENTO NO SISTEMA FRIGORIFICO.....28
2.6 INFLUÊNCIA DO SUB-RESFRIAMENTO NO SISTEMA FRIGORIFICO.......29
2.7 EFETIVIDADE DE TROCADORES DE CALOR ENTRE A LINHA DE SUCÇÃO
E A LINHA DE LÍQUIDO.................................................................................29
2.8 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ...........................................................................30
3 METODOLOGIA............................................................................................38
3.1. ADIÇÃO DE FLUIDO REFRIGERANTE.........................................................41
3.2. O TROCADOR DE CALOR ............................................................................41
3.3. SOFTWARES, INSTRUMENTOS E EQUIPAMENTOS UTILIZADOS ...........42
3.3.1. Balança..........................................................................................................42
3.3.2. Termostato digital.........................................................................................43
3.3.3. Termo-higrômetro.........................................................................................43
3.3.4. Manômetros e pressostato de quatro estágios .........................................43
3.3.5. Medidor de energia elétrica .........................................................................44
3.3.6. Aquisição de dados......................................................................................45
3.3.7. Engineering Equation Solver (EES) ............................................................46
3.4. POSICIONAMENTO DOS SENSORES E MEDIDORES NO APARATO
EXPERIMENTAL ............................................................................................47
4 RESULTADOS E DISCUSSÃO .....................................................................49
4.1 VELOCIDADE DE RESFRIAMENTO .............................................................49
4.2 SUPERAQUECIMENTO E SUB-RESFRIAMENTO........................................51
4.3 CAPACIDADE FRIGORÍFICA (QO) ................................................................55
4.4 POTÊNCIA DE COMPRESSÃO (WC)............................................................56
4.5 EFICIÊNCIA ISENTRÓPICA DO COMPRESSOR (𝜂𝑐)..................................59
4.6 COEFICIENTE DE PERFORMANCE (COP)..................................................60

4.7. EFETIVIDADE DO TROCADOR DE CALOR ENTRE A LINHA DE
SUCÇÃO/LÍQUIDO.........................................................................................62
4.7.1. Comportamento do coeficiente de performance real em função da
efetividade do trocador de calor .................................................................63
4.7.2. Comportamento do coeficiente de performance teórico em função da
efetividade do trocador de calor .................................................................65
5 CONCLUSÃO.................................................................................................67
6 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ..............................................................69
APÊNDICES .............................................................................................................72
APÊNDICE A - DESENHO TÉCNICO DOS TROCADORES DE CALOR
CONFECCIONADOS......................................................................................72
APÊNDICE B – PROGRAMA UTILIZADO NO EES PARA ANÁLISE DE ACRÉSCIMO
DE MASSA DE FLUIDO REFRIGERANTE. ...................................................75
APÊNDICE C – PROGRAMA UTILIZADO NO EES PARA ANÁLISE DE
DESEMPENHO ..............................................................................................76
APÊNDICE D – DADOS UTILIZADOS PARA OBTENÇÃO DO
SUPERAQUECIMENTO.................................................................................79
APÊNDICE E – DADOS UTILIZADOS PARA OBTENÇÃO DO SUB-RESFRIAMENTO
........................................................................................................................80
ANEXOS ...................................................................................................................81
ANEXO A – INFORMAÇÕES TÉCNICAS DO COMPRESSOR EGAS80HLR.........81

15
1 INTRODUÇÃO
O ciclo de refrigeração por compressão de vapor é usado hoje em dia de forma
multifuncional, sendo encontrados desde um pequeno refrigerador até em uma grande
instalação de condicionamento de ar (YADAV, PRASAD e VEERESH, 2015). Ainda
no ano de 2004, Gonçalves já estimava que existiam mais de 45 milhões de
refrigeradores em operação no Brasil, dos quais apenas uma mínima parcela não
utiliza o princípio de compressão mecânica de vapor (SCHURT, 2009 citando
Gonçalves, 2004), trazendo uma grande demanda de energia elétrica para estes
equipamentos.
Essa grande demanda faz com que o termo eficiência energética ou otimização
do uso da energia seja muito presente nos estudos relacionados a ciência da
Refrigeração. Desta forma, surge a necessidade de utilizar e desenvolver
equipamentos com melhor desempenho para que se obtenha não só resultados em
termos de economia energética, mas também ambientais.
Segundo Klein, Reindel e Brownell (2000), um dos meios de aumentar a
capacidade frigorífica desses equipamentos é através do resfriamento adicional do
fluido refrigerante condensado no lado de alta pressão.
Este trabalho, portanto, orientar-se-á em um dos métodos de sub-resfriar o
refrigerante no estado líquido, efetuando uma troca de calor entre o líquido na saída
do condensador e o vapor de sucção que retorna ao compressor (DOSSAT, 2004).
Para alcançar esse objetivo serão instalados trocadores de calor entre essas linhas,
também conhecidos como LSHX (Liquid Suction Heat Exchanger) ou SLHX (Suction
line heat exchanger), (WAYKOLE e DANGE, 2014).
A troca de calor entre as linhas de sucção e de líquido pode aumentar o efeito
de refrigeração, já que a quantidade de vapor na entrada do evaporador será reduzida.
Por outro lado, Mastrullo, Mauro e Vanoli (2007) deixam claro, que essa troca
provocará um aumento da temperatura do vapor na entrada do compressor que será
correspondido por um maior trabalho de compressão.
Klein, Reindel e Brownell (2000) citando Ashrae (1998) afirmam que a eficácia
de se utilizar um trocador de calor entre a linha sucção e linha de líquido se concentra
em 3 pontos: aumentar o desempenho do sistema; elevar o sub-resfriamento do
refrigerante líquido, evitando a formação de gás instantaneo na entrada do dispositivo

16
de expansão; e evaporação completa de qualquer líquido residual que possa
permanecer na linha sucção, protegendo o compressor de golpes de líquido.
Dessa forma, este trabalho propõe a utilização de técnicas de regeneração
de calor, a fim de se obter um melhor desempenho de um equipamento de refrigeração
por compressão a vapor, analisando de modo experimental três cenários distintos,
utilizando trocadores de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido do
equipamento.
1.1. OBJETIVOS
1.1.1. Objetivo Geral
Analisar experimentalmente um ciclo de refrigeração utilizando um trocador de
calor entre a linha de sucção e a linha de líquido, e verificar a sua influência no
comportamento de alguns parâmetros
1.1.2. Objetivos Específicos
• Realizar uma revisão bibliográfica do tema;
• Descrever as etapas e procedimentos utilizados nos experimentos;
• Obter o desempenho termodinâmico do ciclo de refrigeração com a instalação de
dois trocadores de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido com
diferentes comprimentos;
• Comparar os resultados obtidos com e sem a presença dos trocadores de calor.

17
2 REVISÃO DA LITERATURA
2.1 PRIMEIRA LEI DA TERMODINÃMICA
A primeira lei da termodinâmica para um ciclo pode ser estabelecida pela
seguinte equação (WYLEN, BORGNAKKE e SONNTAG, 2013):
∮ 𝛿𝑄 = ∮ 𝛿𝑊 (1)
Onde:
δQ = integral cíclica do calor transferido, representando o calor líquido
transferido no ciclo.
δW = integral cíclica do trabalho, representando o trabalho líquido durante o
ciclo.
2.1.1 Análise da massa e da energia em volumes de controle em regime
permanente
A massa é uma propriedade que se conserva, não podendo ser criada, nem
destruída durante um determinado processo, porém em volumes de controle a massa
pode atravessar fronteiras, desta forma, obrigando a ser levado em consideração a
quantidade de massa que entra ou sai do volume de controle. A equação que descreve
o princípio da conservação da massa, é conhecida como equação da continuidade,
que para volumes de controle pode ser descrita como (WYLEN, BORGNAKKE e
SONNTAG, 2013):
𝑑𝑚̇ (𝑣.𝑐)
𝑑𝑡
= ∑ 𝑚̇ entrando - ∑ 𝑚̇ saindo (2)
Onde:
ṁ = vazão mássica ou fluxo de massa no volume de controle, [kg/s].
A vazão mássica (ṁ ) é expressa na equação 3.
𝑚̇ = 𝜌. 𝑉. 𝐴 (3)

18
Onde:
ρ = mássica especifica do fluido, [kg/m³];
V = Velocidade média do fluido, [m/s];
A = Área da secção transversal do tubo ou duto, [m²].
Para o regime permanente, admite-se a hipótese de que o estado da massa,
em cada ponto do volume de controle não varia ao longo do tempo. Para esse caso,
teremos:
∑ 𝑚̇ entrando = ∑ 𝑚̇ saindo (4)
A energia total de um volume de controle é composta por energia interna
especifica (u), cinética (ec) e potencial (ep), somado ao trabalho de escoamento ( 𝑃𝑣)
(WYLEN, BORGNAKKE e SONNTAG, 2013). A equação 5 apresenta a energia total
para volume de controle.
𝑒 = 𝑢 + 𝑃𝑣 +
𝑉2
2
+ 𝑔𝑍 (5)
Onde:
P = Pressão do fluido, [kPa];
v = Volume específico do fluido, [m³/Kg];
g = Aceleração gravitacional, [m/s²];
Z = Altura do sistema em relação a um ponto de referência, [m].
A introdução do termo de trabalho de fluxo faz com que surja a propriedade
entalpia especifica (ℎ) na equação, definida como:
ℎ = 𝑢 + 𝑃𝑣 (6)
Assim, a equação 5 se reduz a:
𝑒 = ℎ +
𝑣²
2
+ 𝑔𝑍 (7)
A primeira lei da termodinâmica aplicada a um volume de controle com
escoamento em regime permanente resulta na equação 8 (ÇENGEL e BOLES, 2013).

19
𝑄̇ − 𝑊̇ = ∑ 𝑚̇
𝑠𝑎𝑖
(ℎ +
𝑉2
2
+ 𝑔𝑍) − ∑ 𝑚̇
𝑒𝑛𝑡
(ℎ +
𝑉2
2
+ 𝑔𝑍) (8)
Onde:
Q̇ = Taxa de transferência de calor entre o volume de controle e suas
vizinhanças, [kW];
Ẇ = Potência, [kW];
2.2 SEGUNDA LEI DA TERMODINÂMICA
Há dois enunciados clássicos da segunda lei da termodinâmica. O enunciado de
Kelvin-Planck, que está relacionado às máquinas térmicas e o enunciado de Clausius,
que está relacionado a refrigeradores e bombas de calor, este último, expresso da
seguinte forma:
“É impossível construir um dispositivo que opere segundo um ciclo e que não
produza outros efeitos, além da transferência de calor de um corpo frio para um corpo
quente.” (WYLEN, BORGNAKKE e SONNTAG, 2013).
Clausius não sugere impossibilidade de construção de um dispositivo cíclico que
transfira calor de um meio frio para um meio mais quente, como é o caso dos
refrigeradores. O enunciado simplesmente estabelece que refrigerador não pode
funcionar, a menos que seu compressor seja acionado por uma fonte externa de
energia (ÇENGEL e BOLES, 2013).
Assim como, os enunciados clássicos citados anteriormente, o engenheiro
francês Sadi Carnot, em 1824, publicou uma conclusão de grande relevância para
segunda Lei da termodinâmica:
“O calor só pode produzir trabalho quando passa de um nível de temperatura
mais alto para um nível mais baixo ou, em outras palavras: a quantidade de trabalho
que pode ser produzida por uma máquina a vapor para uma dada quantidade de calor,
é função da diferença de temperatura entre a produção do vapor e a sua exaustão.”
(CREDER, 2004).
Ficou demonstrado também que a transformação inversa só seria possível com
o fornecimento de trabalho ao sistema. Desta forma o trabalho mecânico pode ser

20
convertido totalmente em calor, mas a transformação inversa não é possível
(CREDER, 2004).
2.2.1 Entropia
O termo entropia (S) vem do grego “transformação” e é definida pela expressão:
dS= (
δQ
T
)
rev
(9)
Onde:
T = Temperatura absoluta, [K].
A entropia é definida em função de um processo reversível e é uma propriedade
extensiva. A entropia por unidade de massa é indicada por “s” (WYLEN, BORGNAKKE
e SONNTAG, 2013).
Para um processo reversível, não existe irreversibilidades e por isso a variação
de entropia é igual a transferência de entropia (ÇENGEL e BOLES, 2013). No entanto,
o princípio do aumento da entropia diz que a entropia é gerada durante um processo
irreversível, e essa geração deve-se totalmente a presença de irreversibilidades
(PANESI, 2015). Assim, o balanço de entropia para um sistema fechado pode ser
expresso como:
∆𝑆 = 𝑆2 − 𝑆1 = ∫
𝛿𝑄
𝑇
+ 𝑆𝑔𝑒𝑟
2
1
(10)
Onde:
Sger = Geração de entropia, [Kj/Kg].
A entropia de uma massa fixa pode variar devido a duas situações,
transferência de calor e irreversibilidades. Quando se tem a permanência da entropia
constante, temos o chamado processo isentrópico.
𝛥𝑆 = 0 (11)
A eficiência isentrópica de um compressor é definida como a relação entre o
trabalho necessário para elevar a pressão de um gás até um valor especificado de

21
forma isentrópica e o trabalho de compressão real (ÇENGEL e BOLES, 2013). Desta
forma temos:
𝜂 𝑐 =
𝑡𝑟𝑎𝑏𝑎𝑙ℎ𝑜 𝑖𝑠𝑒𝑛𝑡𝑟ó𝑝𝑖𝑐𝑜
𝑡𝑟𝑎𝑏𝑎𝑙ℎ𝑜 𝑟𝑒𝑎𝑙
=
𝑊𝑠
𝑊𝑟
(12)
Para compressores adiabáticos, as eficiências isentrópicas estão entre os
valores de 0,70 e 0,88 e os compressores de grande porte, normalmente, apresentam
eficiências isentrópicas maiores que aquelas dos compressores pequenos (WYLEN,
BORGNAKKE e SONNTAG, 2013).
2.3 CICLO DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO A VAPOR
2.3.1 Ciclo Ideal
De acordo com Çengel e Boles (2013), o ciclo mais utilizado para refrigeradores
e sistemas de climatização é o ciclo de refrigeração por compressão a vapor, extraído
a partir do ciclo de Carnot reverso, após a consideração de vaporização completa do
refrigerante antes da compressão e da substituição da turbina por um dispositivo de
estrangulamento.
O ciclo de refrigeração ideal consiste em 4 processos (um isentrópico, dois
isobáricos e um isoentálpico), que podem ser observados no esquema e no diagrama
temperatura x entropia como na figura 1.
Figura 1- Esquema e diagrama T-s do ciclo de refrigeração por compressão a vapor ideal.
Fonte: Çengel e Boles, 2013.

22
Para Çengel e Boles (2013), os 4 processos neste ciclo são:
1-2 Compressão isentrópica;
2-3 Rejeição de calor a pressão constante no condensador;
3-4 Estrangulamento em um dispositivo de expansão;
4-1 Absorção de calor a pressão constante no evaporador.
A figura 2 mostra o diagrama pressão X entalpia, também conhecido como
diagrama de Mollier, bastante utilizado por profissionais de refrigeração.
Figura 2 - Diagrama P-h de um ciclo de refrigeração a vapor ideal.
Fonte: Mattos, s.d.
Em um ciclo ideal, conforme visto nos digramas apresentados nas figuras 1 e
2, o fluido entra, a baixa pressão e no estado de vapor saturado, no compressor
(estado 1) e é comprido até o condensador (estado 2), de forma isentrópica,
resultando nesse estado, alta temperatura e alta pressão. Em seguida, o fluido que
entra no condensador como vapor superaquecido, troca calor a pressão constante,
com o ambiente externo, de forma a se tornar líquido saturado (estado 3). É
interessante observar que, para que exista condensação, se faz necessário que a
temperatura do fluido no estado 2 seja maior que a temperatura do ambiente onde
está inserido o condensador, para que exista troca de calor.
O refrigerante líquido saturado, no estado 3, é estrangulado por um dispositivo
de expansão (válvula de expansão ou tubo capilar) com entalpia constante, reduzindo
a pressão do fluido (estado 4), o que implica também na redução da temperatura do
fluido para um valor abaixo do ambiente refrigerado. O refrigerante entra no

23
evaporador no estado 4 como uma mistura, com baixo título, onde troca calor com o
ambiente a ser refrigerado, tornando-se novamente vapor saturado e voltando para o
compressor no estado 1, completando o ciclo.
2.3.2 Ciclo real
De acordo com Çengel e Boles (2013) o ciclo real de refrigeração difere do ciclo
ideal devido as irreversibilidades presentes no sistema, em virtude principalmente das
quedas de pressão associadas ao atrito durante o escoamento do fluido e das
transferências de calor para a vizinhança. O diagrama temperatura x entalpia do ciclo
real está demostrado na Figura 3.
Figura 3 - Esquema e diagrama T-s do ciclo de refrigeração por compressão a vapor real.
Fonte: Çengel e Boles, 2013.
Para o ciclo real, o estado 1 é vapor superaquecido, devido à dificuldade de se
controlar o estado do refrigerante de uma forma precisa, obrigando a ser criado um
ciclo onde o fluido é ligeiramente superaquecido na entrada do compressor,
garantindo assim que esse não receba golpes de líquido.
Durante o processo de compressão ocorre irreversibilidades e transferência de
calor para ou de sua vizinhança, devido aos efeitos de atrito, que podem aumentar
(processo 1-2) ou diminuir (processo 1-2’) a entropia.
No processo de condensação existe uma queda de pressão entre a entrada e
saída do condensador, assim como nas linhas que ligam ao compressor e ao

24
dispositivo de expansão, que, dependendo do tipo de sistema de refrigeração utilizado
pode equivaler a longas distâncias.
Durante a evaporação ocorre uma queda de pressão, o fluido, ao sair do
evaporador em direção ao compressor, está levemente superaquecido e pode ainda
ter a temperatura aumentada e/ou a pressão reduzida durante o percurso entre os
dois componentes do sistema, aumentando ainda mais o superaquecimento total na
entrada do compressor, surgindo a necessidade de um maior trabalho do compressor,
como consequência do aumento do volume especifico em sua entrada (WYLEN,
BORGNAKKE e SONNTAG, 2013).
2.3.3 Balanceamento de energia
O balanço de energia para o ciclo de refrigeração se baseia na aplicação da
primeira lei da termodinâmica para cada processo, permitindo mensurar e se fazer
uma análise quantitativa das necessidades do sistema para cada componente.
2.3.3.1 Capacidade frigorifica
A capacidade frigorífica ou potência de refrigeração, é a quantidade de calor
por unidade de tempo, que é retirada do meio que se quer resfriar através do
evaporador. Aplicando a primeira lei da termodinâmica a um volume de controle em
regime permanente, que envolve o evaporador (Figura 4), desprezando as variações
de energia cinética e potencial, os balanços de massa e de energia simplificam-se
para fornecer a potência de refrigeração (MORAM e SHAPIRO, 2002), dada por:
𝑄̇ 𝑜 = 𝑚̇ (ℎ1 − ℎ4) (13)
Onde:
Q̇ o= Potência de refrigeração, [kW];
h1 = Entalpia da saída do evaporador, [kJ/kg];
h4 = Entalpia na entrada do evaporador, [kJ/kg].

25
Figura 4 – Volume de controle aplicado para o evaporador e indicação do processo 4-1 no diagrama
de Mollier P-h.
Fonte: Pirani, 2005.
A quantidade de calor retirado por massa de refrigerante igual a 1 kg, é
chamada de “Efeito Frigorifico”, dado por (MARTINELLI, 2003):
𝐸. 𝐹 = (ℎ1 − ℎ4) (14)
Onde:
E.F = Efeito Frigorífico, [kJ].
2.3.3.2 Potência de compressão
A potência teórica de compressão é a quantidade de energia por unidade de
tempo, que deve ser fornecida ao refrigerante, quando este, deixa o evaporador e é
comprimido pelo compressor até a pressão e temperatura do condensador (MORAM
e SHAPIRO, 2002). Aplicando a primeira lei da termodinâmica a um volume de
controle em regime permanente, que envolve o compressor (Figura 5), desprezando
variações de energia cinética e potencial, tem-se a potência de compressão
adiabática, expressa por:
𝑊̇ 𝑐 = 𝑚̇ (ℎ2 − ℎ1) (15)
Onde:
Ẇ c = Potência de compressão, [kW];
h2 = a entalpia na saída do compressor, [kJ/kg].

26
Figura 5 - Volume de controle aplicado no compressor e sua representação no gráfico de Mollier p-h.
No processo de compressão real existe transferência de calor, o compressor
aquece e perde calor para o ambiente, desta forma, a equação anterior torna-se
incompleta. A primeira lei aplicada a um compressor real, faz com que a potência do
compressor se torne:
𝑊̇ 𝑐 = 𝑚̇ (ℎ2 − ℎ1) + 𝑄̇ 𝑐𝑜𝑚𝑝 (16)
A parcela de calor liberado pelo compressor para o ambiente (Q̇ comp) é de difícil
obtenção. Em uma pesquisa experimental real, a potência de compressão deve ser
obtida por meio da medição da potência elétrica do compressor (TEBCHIRANI, 2011).
2.3.3.3 Calor liberado no processo de condensação
O condensador é responsável pela rejeição de calor do fluido refrigerante para
o meio de resfriamento do condensador, seja ele água ou ar (PIRANI, 2005).
Aplicando a primeira lei da termodinâmica a um volume de controle em regime
permanente, que envolve o condensador (Figura 6), desprezando as variações de
energia cinética e potencial, obtém-se o calor rejeitado no condensador, expresso por:
𝑄̇ 𝑐 = 𝑚̇ (ℎ2 − ℎ3) (17)
Onde:
Q̇ c = Calor liberado no processo de condensação, [kW];

27
h3 = entalpia na saída do condensador, [kJ/kg].
Figura 6 - Volume de controle sobre o condensador e sua representação no gráfico de Mollier p-h.
2.3.3.4 Dispositivo de expansão
No dispositivo de expansão, o processo teórico é adiabático, onde o fluido
expande até a pressão do evaporador (MARTINELLI, 2003). Esse processo é
geralmente modelado como um processo de estrangulamento. Aplicando a primeira
lei da termodinâmica a um volume de controle em regime permanente, que envolve o
dispositivo de expansão (Figura 7), desprezando as variações de energia cinética e
potencial, tem-se:
ℎ4 = ℎ3 (18)
Figura 7 – Volume de controle sobre o dispositivo de expansão e no gráfico de Mollier p-h.

28
2.4 COEFICIENTE DE PERFORMANCE (COP)
O coeficiente de performance (coeficiente of performance) é um parâmetro
importante para análise de um sistema de refrigeração. Embora o COP do ciclo real
seja sempre menor que o ciclo ideal, para as mesmas condições de operação, pode-
se, com o ciclo teórico, verificar que parâmetros influenciam no desempenho do
sistema (PANESI, 2015). O COP é definido pela equação 19.
𝐶𝑂𝑃 =
𝑒𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑎 𝑝𝑟𝑒𝑡𝑒𝑛𝑑𝑖𝑑𝑎
𝑒𝑛𝑒𝑟𝑔𝑖𝑎 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑢𝑚𝑖𝑑𝑎
=
𝑄̇ 𝑜
𝑊̇ 𝑐
(19)
O COP, para um ciclo teórico, é uma função somente das propriedades do
refrigerante, consequentemente depende das temperaturas de condensação e
vaporização. Para o ciclo real, entretanto, o coeficiente dependerá em muito das
propriedades na sucção do compressor, do próprio compressor e dos demais
equipamentos do sistema (PIRANI, 2005).
2.5 INFLUÊNCIA DO SUPERAQUECIMENTO NO SISTEMA FRIGORIFICO
O superaquecimento é um dos ajustes mais importantes nos equipamentos de
refrigeração e climatização, pois é responsável pela proteção do compressor contra
golpes de líquido, pelo resfriamento do compressor e pela eficiência do equipamento
(CASTRO, 2011).
Um aumento do superaquecimento em um ciclo real com vazão mássica
constante influenciará em um aumento na potência de compressão, devido ao
aumento no volume especifico na entrada do compressor. Uma quantidade maior
calor sensível deve ser cedido ao agente de condensação, antes mesmo de chegar
na condensação, implicando em um aumento de espaço no condensador, que deverá
ser utilizado para o resfriamento do vapor superaquecido na saída do compressor para
sua temperatura de saturação (DOSSAT, 2004).
O superaquecimento tem influência sobre a capacidade do sistema e sobre o
COP que depende totalmente de onde e como ocorre o superaquecimento, se este
calor absorvido irá ou não proporcionar algum resfriamento útil, que pode ocorrer no

29
final do evaporador ou na tubulação de admissão presente dentro do ambiente
refrigerado. Ou seja, superaquecimento útil é aquela parcela de calor absorvida do
ambiente refrigerado ou climatizado, aumentando um pouco a eficiência do ciclo e o
superaquecimento inútil é aquela parcela de calor absorvida ao longo do caminho
percorrido pelo fluido nas tubulações que estão externas ao ambiente refrigerado,
reduzindo a eficiência do ciclo, este, que pode ser evitado através da utilização de
isolamento na linha de sucção (DOSSAT, 2004).
2.6 INFLUÊNCIA DO SUB-RESFRIAMENTO NO SISTEMA FRIGORIFICO
Sub-resfriamento é o resfriamento adicional que se dá ao fluido refrigerante
liquefeito, esse resfriamento pode ocorrer no condensador e também em diversos
locais, como durante o percurso pela linha de líquido ou no tanque de líquido,
componente utilizado em alguns sistemas de refrigeração de grande porte.
Quanto maior o sub-resfriamento, para uma determinada pressão de
condensação, maior é a capacidade do equipamento (JC Silva e AC SILVA, 2007). O
calor de compressão por unidade de massa será o mesmo para um ciclo saturado ou
sub-resfriado, assim o efeito de refrigeração do fluido acarretará em aumento da
capacidade do compressor, mas sem aumentar os requisitos de potência,
aumentando a eficiência deste. O sub-resfriamento também aumentará a quantidade
de calor absorvido no espaço refrigerado, implicando em aumento do coeficiente de
performance do equipamento e redução da força requerida por unidade de capacidade
(DOSSAT, 2004).
2.7 EFETIVIDADE DE TROCADORES DE CALOR ENTRE A LINHA DE
SUCÇÃO E A LINHA DE LÍQUIDO
A capacidade do trocador de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido
para transferir energia em regime estacionário, depende de suas dimensões e da
configuração do dispositivo de transferência de calor (TEBCHIRANI, 2011). Kays e
London sugeriram, em 1955, o método da efetividade – NTU como forma de simplificar
a análise de trocadores de calor. Esse método é baseado em um parâmetro
adimensional de análise de desempenho chamado efetividade de transferência de
calor (ɛ) dado por uma proporção entre a taxa de transferência de calor real e a taxa

30
de transferência de calor máxima possível, conforme apresentado na equação 20
(ÇENGEL e GHAJAR, 2012).
𝜀 =
𝑄̇ 𝑟𝑒𝑎𝑙
𝑄 𝑚𝑎𝑥
(20)
O calor especifico do vapor é menor que o do líquido, assim o aumento de
temperatura no vapor que passa pela linha de sucção será sempre maior que a
redução da temperatura do líquido (DOSSAT, 2004). Assim, a efetividade de
transferência de calor apresentada na equação 20 em um trocador de calor entre a
linha de sucção e a linha de líquido pode ser determinada por:
ɛ =
(𝑇𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟,𝑠𝑎𝑖 − 𝑇𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟,𝑒𝑛𝑡)
(𝑇𝑙𝑖𝑞𝑢𝑖𝑑𝑜,𝑒𝑛𝑡 − 𝑇𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟,𝑒𝑛𝑡)
=
(𝑇2 − 𝑇1)
(𝑇4 − 𝑇1)
(21)
Onde:
T1, T2 e T4 são os valores de temperatura nos pontos indicados na Figura 29,
[ºC].
2.8 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
Neste trabalho a pesquisa bibliográfica se concentrou na utilização de
trocadores de calor como um meio de aumentar o desempenho do sistema, através
do sub-resfriamento do fluido e na simulação numérica de resultados.
Especificamente sobre trocadores de calor entre a linha de sucção e líquido,
pouco foi encontrado nos livros de refrigeração. Boa parte das publicações que foram
utilizadas como referência deste trabalho, entre dissertações e artigos científicos,
abordam análises teóricas e experimentais do desempenho de equipamentos de
refrigeração por compressão a vapor com a utilização desses componentes.
No ponto de vista de utilização de um trocador de calor, é de fundamental
importância analisar e entender as melhorias que esse acessório pode ou não trazer
a um equipamento de refrigeração, seja para otimização ou integração em
equipamentos já encontrados no mercado.

31
Dossat (2004) apresenta de forma teórica, a análise do comportamento do
equipamento de refrigeração com a presença do regenerador de calor entre as linhas
de sucção e a linha de líquido, e a influência do calor especifico do refrigerante sobre
a transferência de calor entre as linhas. Questões como a aumento do
superaquecimento e redução do sub-resfriamento são analisadas de forma qualitativa,
abordando os possiveis impactos que podem ocorrer com a instalação do SLHX aos
outros componentes do ciclo de refrigeração.
Domanski, Doyle e Didion (1994) avaliaram os efeitos da troca de calor entre
as linhas de sucção e líquido no ciclo de refrigeração com utilização de compressão a
vapor, comparando diversos fluidos refrigerantes. Os autores propuseram um modelo
matemático para descrever o desempenho do ciclo com um trocador de calor entre a
linha de sucção e a linha de líquido.
O modelo matemático utiliza uma proporção relacionando dois coeficientes de
performance, um obtido para um ciclo de refrigeração com um SLHX para
determinada eficiência (COP’) e um obtido para um ciclo para o mesmo fluido que
trabalha no ciclo comum de refrigeração, onde não existe a presença do trocador
(COP). A Figura 8 apresenta os valores da proporção do COP encontrados em função
da eficiência do trocador de calor, para temperatura de evaporação de – 23ºC e
temperatura de condensação de 42,5ºC.
Figura 8 - Variação da relação entre os COP's para diversas efetividades.
Fonte: Adaptado (Domanski, Doyle e Didion, 1994).

32
Para Domanski, Doyle e Didion, ciclos de refrigeração com R-134a utilizando o
trocador de calor entre a linhas de sucção e de líquido apresentaram um aumento no
COP teórico de 9,1% para eficiência de 100%, enquanto R-22 apresentou uma
redução no desempenho.
Domanski (1995) complementa o estudo iniciado no artigo anterior
apresentando uma avaliação do COP em relação ao COPc (COP do ciclo de Carnot)
para diversos fluidos, considerando três efetividades (0%, 50% e 100%).
Figura 9 - Proporção do COP em relação ao COPc para diversos refrigerantes (Tevaporação = 8°C e
TCondensação= 46°C).
Fonte: Domanski, 1995.
Considerando valores relativos ao COP com e sem o trocador de calor
Domanski concluiu que apenas fluidos de baixo desempenho no ciclo de Rankine se
beneficiam da troca de calor entra a linha de líquido e sucção.
Negrão e Melo (1999) apresentam um modelo com equações para medir a
efetividade de trocadores de calor linha de sucção/tubo capilar muito comum nas
geladeiras residenciais com o objetivo de aumentar o desempenho do sistema,
permitindo aumentar a vazão e a temperatura do fluido na linha de sucção, desta
forma, aumentando também a capacidade frigorífica do sistema e o superaquecimento
do refrigerante na entrada do compressor.
Holanda, Cabral e Melo (S.d.) propõem um método de simulação e análise
energética de um refrigerador doméstico. Através de um código computacional,

33
mostram a análise das sensibilidades de um refrigerador a partir de modificações em
seus parâmetros, apresentando as perdas termodinâmicas de cada componente e o
que podem influenciar na melhoria do sistema. Para a simulação foram considerados:
compressor, linha de descarga, condensador, tubo capilar adiabático, evaporador,
gabinete e um trocador de calor tubo capilar- linha de sucção com a finalidade de
diminuir o título do refrigerante na entrada do evaporador e aumentar a temperatura
do fluido na linha se sucção para evitar problemas no compressor.
Klein, Reindel e Brownell (2000) analisaram os impactos no desempenho e nas
quedas de pressão de um sistema de refrigeração utilizando trocadores de calor entre
a linha de líquido e sucção. O aumento do superaquecimento na aspiração do
compressor e as quedas de pressão no lado de baixa pressão resultam em uma
redução adicional da massa específica do fluido refrigerante. Consequentemente, a
taxa de fluxo de refrigerante é reduzida de acordo com o aumento da efetividade de
transferência de calor. O gráfico apresentado na figura 10 proposto pelos autores,
ilustra a influência SLHX na mudança da capacidade frigorífica para vários
refrigerantes a uma temperatura de evaporação saturada de -20ºC e temperatura de
líquido saturado de 40ºC, considerando as variações na eficiência volumétrica do
compressor.
Figura 10 - Índice relativo a capacidade frigorífica em função da efetividade do trocador de calor
entre a linhas de sucção e líquido.
Fonte: Adaptado (Klein, Reindel e Brownell, 2000).

34
Os resultados obtidos para o R-134a, R-12 e R-22, seguem a mesma tendência
dos resultados obtidos por Domanski, Doyle e Didion (1994).
Na maioria das literaturas são admitidas condições de regime permanente. Em
sistemas de refrigeração de pequeno porte controlados pelo método liga/desliga
podem ser verificados ocorrência de grandes períodos transientes, pensando nisso,
Navas (2004) propõe um modelo numérico do escoamento transiente de fluidos
refrigerantes no interior de trocadores de calor tubo capilar-linha de sucção. A autora
destaca a importância da troca de calor no tubo capilar-linha de sucção no aumento
da capacidade frigorífica, proporcionado pela redução do título da mistura líquido-
vapor do refrigerante na entrada evaporador e compara os resultados obtidos para
escoamento do refrigerante em regime transiente com os resultados obtidos para um
modelo quase estático, obtendo diferenças médias de aproximadamente 2% entre os
valores calculados da vazão em massa.
Neto, Veloso e Fernandes (2006) realizaram diversas simulações
computacionais para um sistema de refrigeração com um único estagio de
compressão, através do software “Cool Pack”, que utiliza como base a plataforma
“EES” (Engineering Equation Solver), analisando a influência de variáveis sobre o
coeficiente de performance, são elas: Temperaturas de evaporação e de
condensação; perdas de carga das linhas de sucção e descarga do compressor; Grau
de superaquecimento; e o efeito da presença do trocador de calor entre a sucção e a
linha de líquido. O estudo foi analisado para diversos fluidos refrigerantes, entre eles
estão o R-134a (HFC), R-290 (Propano), R-717 (amônia) e R-744 (CO2).
A partir desta análise teórica foi observado que um determinado aumento no
grau de superaquecimento do refrigerante, implicaria em um aumento no COP, o que
permite a recomendação da utilização de trocadores de calor entre a linha de sucção
e a linha de líquido para todos os fluidos estudados, exceto para o sistema de amônia,
onde o COP se comporta de maneira contraria. Um pequeno aumento no grau de
superaquecimento em sistemas de amônia, acarreta em grandes variações da
temperatura na descarga do compressor, levando a uma perda significativa de
eficiência do lado do condensador, implicando no COP do ciclo.
Mastrullo, Mauro e Vanoli (2007) apresentam um método operacional para
prever o comportamento do sistema que introduz um trocador de calor entre a linha
sucção e linha de líquido, podendo alterar as condições de operações e os fluidos
refrigerantes. A figura 11 apresenta um método de prever a relação entre coeficiente

35
de performance utilizando o SLHX (COP’) e o coeficiente de performance sem o SLHX
(COP) a partir da temperatura de evaporação e condensação do fluido.
Figura 11 - Relação COP'/COP em função da temperatura de evaporação e temperatura de
condensação para o R-134a.
Fonte: Mastrullo, Mauro e Vanoli, 2007.
Para qualquer temperatura de evaporação e condensação os fluidos R-290, R-
134a, R-413a, R-507a, RC-318, R-417, R-236a, R-227a, R-125, R-502, R-600 e R-
600a apresentam vantagens do ponto de vista termodinâmico pela presença do
trocador de calor SLHX. Outros fluidos como o R-22 apresentam vatagens
dependendo das temperaturas de saturação do ciclo termodinâmico. Já a amônia (R-
717) não apresenta nenhuma vatangem ao inserir o trocador de calor.
Waltrich (2009) apresenta uma metodologia para projetos de cassetes de
refrigeração, onde componentes do equipamento como evaporador e condensador
são selecionados através de um algoritmo de otimização baseado na simulação
numérica do sistema de refrigeração, obtendo como e quais alterações pode trazer
mudanças benéficas tanto em performance, custo ou ambos. Dentro deste algoritmo
o autor analisa a efetividade do trocador de calor interno entre a linha de líquido e de
sucção presente nos cassetes de refrigeração, simulado como dois tubos soldados
com estanho em contracorrente, conforme apresentado na figura 12.

36
Figura 12 - Trocador de calor interno simulado por WALTRICH.
Fonte: Waltrich, 2009.
Tebchirani (2011) apresenta de maneira bem sucinta e clara, uma análise
termodinâmica experimental de um trocador de calor entre as linhas de sucção e
líquido de um Split. O trocador foi confeccionado com dois tubos de 3/8 e 3/4, soldados
em contra-corrente conectados a linha de líquido e sucção. Para a analise, comparou
a utilização com e sem o SLHX, adotando distâncias diferentes entre as unidades
evaporadora e condensadora.
O autor verificou uma redução da massa de refrigerante chegando até a 19%,
percepitivo através do alcance do superaquecimento para o equipamento; A potência
de compressão que em tese sofreria um aumento (devido a elevação da temperatura
do fluido na aspiração do compressor provocar um aumento no volume especifico do
refrigerante), sofreu uma pequena redução de 8% com a utilização do trocador;
Apesar da pequena redução da capacidade frigorífica, com a utilização do SLHX,
ocorreu um aumento do COP do equipamento, já que a redução da potência de
compressão foi maior que a redução da capacidade frigorífica.
Waykole e Dange (2014) avaliaram o desempenho de um refrigerador de água
com e sem um trocador de calor entre as linhas de sucção e líquido. Através desta
analise experimental descobriu-se que a utilização do SLHX aumentou o COP da
unidade de refrigeração em 10% a 40% para diferentes temperaturas iniciais da água.
Nesta análise foi utilizada diferentes taxas de fluxo de refrigerante, permitindo concluir
que a eficácia de um SLHX é máxima para fluxos menores, que promovem um
aumento no tempo de troca de calor desse componente.
Yadav, Prasad e Veeresh (2015) realizaram uma investigação experimental
do desempenho de um sistema de refrigeração por compressão a vapor de uma
geladeira utilizando trocadores de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido,
confeccionados por meio da soldagem de dois tubos em contra corrente. Foram

37
realizados experimentos para três comprimentos diferentes de trocadores 10, 20 e 30
cm, com os fluidos R-134a e 404a de diversos. Os resultados obtidos com os
experimentos mostraram que a presença do trocador de calor para o R-134a e para
o R-404 aumentaram o efeito de refrigeração (3,81% para o R-134a e 5,35% para R-
404), o COP considerando a potência em um processo isentrópico (4,93% para o R-
134a e 5,34% para o R-404a) e uma redução no trabalho consumido pelo compressor
quando utilizado o R-134a como fluido refrigerante. A figura 13 apresenta os
resultados no estudo para o R-134a.
Figura 13 – Resultados obtidos para o R-134a.
Fonte: Adaptado (Yadav, Prasad e Veeresh, 2015).

38
3 METODOLOGIA
As atividades experimentais foram realizadas com um ciclo de refrigeração por
compressão a vapor de único estágio, contido em um freezer, como mostra a figura
14.
Figura 14 - Freezer utilizado nos ensaios.
Fonte: Autor, 2017.
O freezer selecionado é do tipo horizontal com duas portas, de fabricação
Consul, com capacidade para 404L. Outros detalhes técnicos do freezer são
mostrados na tabela a seguir:
Tabela 1 - Dados técnicos do freezer.
Fonte: Autor, 2017.
A troca de calor no equipamento se dá por convecção natural e no condensador
por convecção forçada por um pequeno motoventilador axial de acionamento direto.
Modelo CHB42CBBNA
Série JH3433665
Fluido R-134a (110g)
Tensão 220 V~
Frequência 60 Hz
Corrente 1,3 A
Potência 120 W

39
O compressor é do tipo alternativo, de fabricação Embraco, modelo EGAS 80HLR,
com utilização para fluido R-134a, tensão elétrica 220-240V e frequência 50-60Hz; a
redução de pressão é feita por um dispositivo de expansão do tipo tubo capilar.
Os estudos foram realizados no Laboratório de Refrigeração e Termofluidos do
Colegiado de Engenharia Mecânica da Universidade Federal do Vale do São
Francisco. A realização dos experimentos se concentrou em três cenários diferentes:
✓ Cenário I: Método convencional do freezer (figura 15), sem ocorrer troca
de calor entre a linha de líquido e sucção.
✓ Cenário II: Método com a instalação do trocador de calor de 20 cm ao
freezer (figura 16), forçando uma troca de calor entre as linhas de líquido
e sucção.
✓ Cenário III: Método com a instalação do trocador de calor de 40 cm ao
freezer (figura 17), forçando uma troca de calor entre as linhas de líquido
e sucção.
Figura 15 - Cenário I, sem a presença do trocador de calor.
Fonte: Autor, 2017.
Figura 16 - Cenário II, presença do trocador de calor de 20 cm no freezer.
Fonte: Autor, 2017.

40
Figura 17 - Cenário III, presença do trocador de calor de 40 cm no freezer, sem isolamento.
Fonte: Autor, 2017.
Foram realizados 7 ensaios para cada tipo de cenário, a fim de assegurar uma
qualidade comparativa de resultados, proporcionando uma redução nos erros
provocados pelas condições ambientais e pelo procedimento experimental. Os
ensaios foram feitos em dias diferentes, sempre ao mesmo horário (10:30h) com
extração de dados (pressões, temperaturas e potência elétrica) a cada minuto e após
sua finalização o freezer tinha suas portas abertas para que a temperatura interna do
equipamento se equalizasse com a temperatura ambiente para o dia seguinte. O
término do ensaio era determinado pela obtenção da temperatura interna igual a -
18ºC.
Antes do início de cada cenário, no equipamento foi empregado a seguinte
sequência:
i. Recolhimento e armazenamento do fluido refrigerante (R-134a) utilizado no
cenário anterior, a fim de não liberar para o ambiente;
ii. Introduzido/trocado o trocador de calor no sistema;
iii. Realizado o isolamento térmico do trocador e as tubulações vizinhas;
iv. Produção do vácuo no sistema de refrigeração;
v. Conexão da garrafa de fluido refrigerante a ser adicionado no circuito de
refrigeração e posicionamento na balança digital;
vi. Adição de fluido refrigerante.
A função congelamento rápido foi ativada em todos os ensaios, com o objetivo
de não ter interrupção do funcionamento do compressor por redução da temperatura
durante o experimento.

41
3.1. ADIÇÃO DE FLUIDO REFRIGERANTE
O procedimento de adição de carga de fluido refrigerante foi realizado 3 vezes
durante o experimento, para cada um dos cenários citados anteriormente. Para
realização do procedimento, utilizou-se o procedimento baseado na massa de
refrigerante.
O fluido refrigerante utilizado no freezer é R-134a, com uma massa de 110
gramas. Devido a presença de um novo componente no sistema, existiu a
necessidade de se acrescentar uma massa de refrigerante correspondente a
quantidade de volume apresentado por cada um dos trocadores ao sistema, para isso,
foi desenvolvido um código (apêndice B) no EES, para estimar a massa de fluido em
cada um dos cenários, apresentadas da tabela a seguir:
Tabela 2 – Massa (g) de fluido refrigerante utilizada para cada cenário.
Cenário I II III
Massa 110 115 120
Fonte: Autor, 2017.
3.2. O TROCADOR DE CALOR
O trocador de calor foi confeccionado com tubulação de cobre rígido de bitolas
de ¼” e 1 1/8”. O isolante utilizado para isolar o trocador tinha espessura de parede
igual a 10 mm e fabricado em polietileno. Foram confeccionados dois trocadores com
comprimentos de 20cm e 40 cm, conforme os as vistas das isométricas apresentadas
no apêndice A.
Figura 18 - Perspectiva isométrica do SLHX de 40 cm (Inventor).
Fonte: Autor, 2017.

42
Figura 19 - SLHX de 20 cm confeccionado.
Fonte: Autor, 2017.
3.3. SOFTWARES, INSTRUMENTOS E EQUIPAMENTOS UTILIZADOS
3.3.1. Balança
Para determinar a carga de refrigerante adicionado ao sistema a cada mudança
de cenário, foi utilizado a balança de carga digital TST-08005, de fabricação tst-stag,
com capacidade de até 80 kg, resolução de 0,005 kg e precisão de ± 0,5%.
Figura 20 - Balança utilizada para medição da carga de refrigerante.
Fonte: Autor, 2017.

43
3.3.2. Termostato digital
Todos os dados de temperatura, exceto os dados de temperatura interna, foram
obtidos através dos controladores para refrigeração com degelo TC-900Ri plus, de
fabricação Full Gauge e resolução 0,1ºC (entre -10ºC e 75ºC) e 1ºC (fora da faixa).
Figura 21 - Controlador de temperatura para refrigeração TC-900Ri plus.
Fonte: Autor, 2017.
3.3.3. Termo-higrômetro
Os dados de temperatura interna do freezer, foram obtidos através do
controlador digital de temperatura e umidade com comunicação serial MT-530Ri plus,
de fabricação Full Gauge e resolução 0,1ºC (entre -10ºC e 75ºC) e 1ºC (fora da faixa).
Figura 22 - Controlador digital de temperatura e umidade MT-530Ri plus.
Fonte: Autor, 2017.
3.3.4. Manômetros e pressostato de quatro estágios
Os dados de alta pressão foram adquiridos através do conjunto manifold, com
manômetros analógicos para baixa e alta pressão, de fabricação vibration free,
compatíveis com os fluidos R-22, R-404A e R-134a.

44
Figura 23 - Conjunto manifold.
Fonte: Autor, 2017.
Os dados de baixa pressão foram obtidos através do pressostato de quatro
estágios PCT-420Ri plus, de fabricação Full Gauge e resolução igual a 1 PSIg, com o
auxílio do software Sitrad.
Figura 24 - Pressostato de quatro estágios PCT-420Ri plus.
Fonte: Autor, 2017.
3.3.5. Medidor de energia elétrica
Os dados de potência elétrica foram adquiridos pelo medidor de eletricidade
monofásica DDS238-2 SW. O medidor cumpre os requisitos técnicos para a medição
de watts horas pelo padrão da IEC61036, além de ser um equipamento que possui
alta capacidade de estabilidade e sobrecarga, e baixa perda de energia. Entre as suas
principais funções exibe dados de tensão em tempo real, corrente, potência,
frequência e fator de potência (HIKING, 2017).

45
Figura 25 - Medidor de potência utilizado no experimento.
Fonte: Autor, 2017.
3.3.6. Aquisição de dados
Um sistema de aquisição de dados foi utilizado para armazenamento das
medições de temperatura, umidade relativa e pressão. Trata-se do sistema
supervisório Sitrad.
O Sitrad é o software da Full Gauge Controls para gerenciamento a distância
das instalações de refrigeração, aquecimento, climatização e aquecimento solar. O
Sitrad é utilizado tanto no local como remotamente para instalações dos mais diversos
segmentos, desde redes de supermercados, frigoríficos e restaurantes, até hotéis,
hospitais, laboratórios, residências, entre outros.
Figura 26 - Esquema de instalação Sitrad.
Fonte: Full Gauge, 2017.

46
Através do software, pode se configurar e armazenar, continuamente, dados
de temperatura, umidade, tempo, pressão e voltagem, permitindo a modificação dos
parâmetros de operação dos instrumentos com total segurança e precisão.
Figura 27 – Tela principal do sistema de aquisição de dados sitrad.
Fonte: Autor, 2017.
3.3.7. Engineering Equation Solver (EES)
Para análise dos dados obtidos foram criados códigos no software Engineering
Equation Solver (EES), que tem como função básica resolver um conjunto de
equações algébricas, incluindo equações não-lineares, equações diferenciais e
equações com variáveis complexas (Pereira, 2013).
O EES contém uma biblioteca embutida com várias funções matemáticas e
propriedades termo físicas para centenas de substâncias extremamente úteis para
realização deste trabalho.

47
Figura 28 - Interface do EES.
Fonte: Autor, 2017.
3.4. POSICIONAMENTO DOS SENSORES E MEDIDORES NO APARATO
EXPERIMENTAL
Para a obtenção de dados de temperatura e pressão, foram instados os
instrumentos anteriormente citados no freezer, conforme a representação mostrada
na figura 29.
Figura 29 - Representação dos pontos de coleta de dados no experimento.
Fonte: Autor, 2017.

48
Para os dados de temperatura assumiu-se que os valores referentes a
superfície externa do tubo é aproximadamente a mesma do fluido refrigerante.
Figura 30 - Posição dos sensores de temperatura no freezer.
Fonte: Autor, 2017.
O sensor do Termo-higrômetro foi posicionado centralizado no ambiente interno
do freezer.
Figura 31 - Posição do sensor do termo-higrômetro no ambiente interno do freezer.
Fonte: Autor, 2017.
Os dados de potência foram obtidos através do medidor de potência em série
ao cabo de alimentação do freezer, assumindo que a potência elétrica deste
equipamento é aproximadamente a mesma potência de compressão.

49
4 RESULTADOS E DISCUSSÃO
Neste capitulo serão apresentados e discutidos os resultados experimentais
obtidos através dos testes realizados. O objetivo do experimento foi investigar a
influência da introdução do trocador de calor entre a linha de sucção e a linha de
líquido no comportamento de alguns parâmetros de funcionamento do freezer. Os
resultados foram expressos de forma comparativa entre os três cenários propostos a
fim de ser feita uma análise minuciosa entre as vantagens e desvantagens
encontradas nos experimentos.
Para análise termodinâmica, foram adotadas algumas considerações:
✓ Os resultados medidos foram exportados para um programa no EES
(Apêndice C), considerando o sistema em regime permanente em cada um
dos períodos de amostragem;
✓ Os efeitos de variações de energia cinética e potencial foram desprezados
em razão da variação de energia interna do fluido;
✓ Os dados de pressão atmosférica foram considerados para a cidade de
Juazeiro-BA;
✓ Os dados de vazão mássica foram obtidos a partir da temperatura de
evaporação e condensação de acordo os valores disponíveis pela Embraco
para o compressor EGAS 80HLR, apresentados no anexo A;
✓ As perdas de carga pelo sistema serão desprezadas.
Conforme já apresentado na metodologia o cenário I representa o modo
convencional do freezer, o cenário II representa o modo de utilização com o trocador
de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido de 20 cm e o cenário III representa
o modo de utilização com o trocador de calor entre a linha de sucção e a linha de
líquido de 40 cm.
4.1 VELOCIDADE DE RESFRIAMENTO
A tabela 3, mostra o tempo de resfriamento gasto pelo freezer para atingir a
temperatura de -18°C.

50
Tabela 3 – Tempo (minutos) de funcionamento do freezer para atingir -18ºC.
Cenário I II III
Ensaio 1 72 61 72
Ensaio 2 71 62 69
Ensaio 3 72 60 71
Ensaio 4 73 62 71
Ensaio 5 70 65 71
Ensaio 6 69 63 71
Ensaio 7 67 64 70
Média 70,57 62,43 70,71
Fonte: Autor, 2017.
Observando a tabela 3, percebe-se que houve uma grande redução no tempo
gasto pelo freezer no cenário II. Isso significa que comparando os valores médios, foi
observada uma redução de 11,53% no tempo gasto pelo freezer com a introdução do
trocador de calor de 20 cm, enquanto a presença do trocador de 40 cm aumentou
0,20% do tempo gasto em relação ao freezer no modelo convencional de
funcionamento. A relação do tempo gasto entre os sistemas com o trocador de calor
e sem o trocador de calor para cada ensaio são apresentadas no gráfico 1.
Gráfico 1 - Resultado da relação entre os tempos gastos no resfriamento.
Fonte: Autor, 2017.
0,00
0,20
0,40
0,60
0,80
1,00
1,20
1 2 3 4 5 6 7
Tempotrocador/Temposemtrocador
Ensaio
Trocador de 20 cm
Trocador de 40 cm

51
Como não foi utilizada uma câmera de testes, variáveis referentes a questões
ambientais influenciaram, devido à dificuldade de se ter uma padronização na
temperatura e umidade do ambiente. A fim de se ter uma melhor comparação entre
os dados, o gráfico 2 mostra o comportamento da temperatura em função ao tempo,
para isso, foram escolhidos três ensaios, um para cada tipo de cenário, com a mesma
temperatura interna inicial, igual a 25,4ºC.
Gráfico 2 - Comportamento da temperatura interna (ºC) em função do tempo (minutos).
Fonte: Autor, 2017.
4.2 SUPERAQUECIMENTO E SUB-RESFRIAMENTO
Para análise do superaquecimento e sub-resfriamento, se faz necessário a
obtenção da temperatura de saturação do fluido correspondente aos valores de
pressão absoluta nos lados de baixa e alta pressão do ciclo de refrigeração. As médias
dos valores de pressão manométrica, pressão absoluta, temperatura de evaporação
e temperatura de condensação em cada ensaio estão apresentadas nos apêndices D
e E.
A tabela 4 apresenta os valores médios para o superaquecimento total,
encontrados a partir da medida de temperatura da linha de sucção em um mesmo
ponto (T2), posterior ao trocador de calor, durante o tempo de resfriamento até -18ºC.
-25
-20
-15
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
0 4 8 12 16 20 24 28 32 36 40 44 48 52 56 60 64 68 72
Temperatura(°C)
Tempo (min)
Cenário I (Ensaio 4)
Cenário II (Ensaio 2)
Cenário III (Ensaio 3)

52
Tabela 4 - Valores médios do superaquecimento total (K) para cada cenário.
Cenário I II III
Ensaio 1 58,34 60,08 63,22
Ensaio 2 58,36 59,95 62,08
Ensaio 3 58,71 59,74 63,29
Ensaio 4 58,47 60,81 62,94
Ensaio 5 58,47 60,95 63,11
Ensaio 6 58,00 60,37 63,29
Ensaio 7 57,32 61,18 63,90
Média 58,24 60,44 63,12
Fonte: Autor, 2017.
Verifica-se um aumento gradual no superaquecimento com a troca de calor
entre a linha de sucção e linha de líquido. A introdução do SLHX de 20 cm representou
um aumento de 3,78% no superaquecimento em relação ao funcionamento
convencional do freezer, enquanto o SLHX de 40 cm proporcionou um aumento de
8,38% neste mesmo ponto.
Outra análise importante é a partir da obtenção do superaquecimento em um
ponto (T1) anterior ao trocador de calor, tomando por base somente o
superaquecimento do fluido refrigerante no evaporador. Os valores médios para os
dois cenários que possuem a presença de um trocador de calor são apresentados na
tabela 5.
Tabela 5 - Valores médios para o Superaquecimento (K) em um ponto anterior ao trocador de calor.
Cenário II III
Média 57,23 59,35
Fonte: Autor, 2017.
Comparando as tabelas 4 e 5, verifica-se que o aumento no superaquecimento
provocado pelos trocadores de calor de 20 e 40 cm são valores bem próximos, 3,21K
e 3,77K, respectivamente.
A análise dos dados da tabela 5, comparados com a média do
superaquecimento no freezer sem a presença dos trocadores, permite enxergar que

53
a quantidade de fluido no estado líquido dentro do evaporador para o ciclo de
refrigeração operando com um trocador de calor entre a sucção e linha de líquido de
20 cm é maior que todos os casos, inclusive para o modo convencional de
funcionamento do freezer. Enquanto a quantidade de líquido é reduzida, quando se
utiliza o trocador de 40 cm.
A tabela 6 apresenta os valores para o sub-resfriamento total, encontrados a
partir da medida de temperatura da linha líquido em um mesmo ponto (T5), posterior
ao trocador de calor, durante o tempo de resfriamento até -18ºC.
Tabela 6 - Valores médios para o Sub-resfriamento (K) em cada cenário.
Cenário I II III
Ensaio 1 5,87 7,88 5,69
Ensaio 2 6,21 7,96 5,66
Ensaio 3 5,85 8,04 5,57
Ensaio 4 5,95 8,71 5,89
Ensaio 5 5,86 8,54 5,95
Ensaio 6 6,21 8,77 5,95
Ensaio 7 6,38 8,84 6,11
Média 6,05 8,39 5,83
Fonte: Autor, 2017.
Como esperado, pós-analise da tabela 6, verifica-se um aumento sub-
resfriamento no trocador de calor de 20 cm de 38,68% e uma redução no trocador de
40 cm de 3,64%.
Assim como foi feito para o superaquecimento, a tabela 7 apresenta os valores
médios do sub-resfriamento, em um ponto (T4) anterior ao trocador de calor,
considerando somente o sub-resfriamento ocorrido no condensador.
Tabela 7 - Valores médios para o Sub-resfriamento (K) em um ponto anterior ao trocador de calor.
Cenário II III
Média 6,85 5,44
Fonte: Autor, 2017.

54
Comparando a tabela 6 e 7, percebe-se um aumento no sub-resfriamento
provocado pelos trocadores de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido de 20
cm e 40 cm, nos valores de 1,54K e 0,39K, respectivamente.
Desconsiderando a variação na pressão ao longo do trocador de calor, dois
motivos explicam a diferença entre as variações no superaquecimento e sub-
resfriamento antes e depois da passagem do fluido pelo trocador. Primeiro seria a
efetividade do trocador e segundo seria a diferença entre o calor especifico, que no
vapor é sempre menor que o do líquido, assim, o aumento de temperatura no vapor
que passa pela linha de sucção é sempre maior que a redução na temperatura do
líquido (DOSSAT, 2004).
Para uma melhor visualização da variação do superaquecimento e do sub-
resfriamento entre os pontos anteriores e os pontos posteriores ao SLHX de 20 cm, o
gráfico 3 apresenta a relação entre a temperatura média em cada ponto do ciclo de
refrigeração (figura 29) versus a entropia especifica, considerando a compressão
como um processo isentrópico.
Gráfico 3 - Temperatura (ºC) x entropia (kJ/kg.ºC) para o SLHX de 20 cm (EES).
Fonte: Autor, 2017.

55
4.3 CAPACIDADE FRIGORÍFICA (Q̇ O)
A capacidade frigorífica pode ser aumentada através da redução da
temperatura do fluido no estado líquido, ou seja, do sub-resfriamento deste. A tabela
8 apresenta os valores médios encontrados para a capacidade frigorífica, calculado a
partir da equação 13.
Tabela 8 - Valores das médias da capacidade frigorífica (W) para cada ensaio em cada tipo de
cenário.
Cenário I II III
Ensaio 1 189,26 216,71 192,05
Ensaio 2 187,85 223,72 195,22
Ensaio 3 192,84 218,47 195,72
Ensaio 4 190,22 211,20 197,12
Ensaio 5 191,55 217,02 198,22
Ensaio 6 194,22 214,94 202,76
Ensaio 7 195,81 209,43 203,58
Média 191,68 215,93 197,81
Fonte: Autor, 2017.
Verifica-se, a partir da análise da tabela 8, que o ciclo de refrigeração com a
introdução do trocador de calor possui um aumento na sua capacidade frigorífica,
provocado pelo o aumento no sub-resfriamento apresentado anteriormente. Em
termos percentuais, comparando as médias obtidas, o aumento da capacidade
frigorifica provocada pela troca de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido no
SLHX de 20 cm foi de 12,65%, enquanto que no SLHX de 40 cm esse aumento foi de
apenas 3,20%.
A tabela 9 apresenta os valores médios de capacidade frigorifica apresentados
na tabela 8, na unidade térmica britânica (BTU/h).
Tabela 9 - Valores de médias apresentados na tabela 8 convertidos para (BTU/h).
Cenário I II III
Média 654,03 736,77 674,95
Fonte: Autor, 2017.

56
A fim de comparação e para uma melhor visualização o gráfico 4 apresenta
valores da relação entre a capacidade frigorifica no ciclo de refrigeração com e sem a
presença do SLHX para cada ensaio.
Gráfico 4 – Resultado da relação entre as capacidades frigorificas.
Fonte: Autor, 2017.
4.4 POTÊNCIA DE COMPRESSÃO (Ẇ C)
A tabela 10 apresenta os valores médios das medições da potência elétrica do
equipamento obtidas diretamente no medidor de potência, considerada como a
potência de compressão real. Os valores apresentados referem-se a média das
medições realizadas para cada ensaio.
0,00
0,20
0,40
0,60
0,80
1,00
1,20
1,40
1 2 3 4 5 6 7
Qtrocador/Qsemtrocador
Ensaio
Trocador de 20 cm
Trocador de 40 cm

57
Tabela 10 – Média do resultado da potência (W) de compressão de cada ensaio para cada cenário.
Cenário I II III
Ensaio 1 135,04 147,89 139,76
Ensaio 2 134,34 148,48 137,64
Ensaio 3 135,88 148,17 139,89
Ensaio 4 136,15 147,10 141,15
Ensaio 5 136,74 149,33 141,55
Ensaio 6 136,23 148,25 142,87
Ensaio 7 137,01 148,10 144,07
Média 135,91 148,21 140,99
Fonte: Autor, 2017.
Observando a tabela 10, nota-se um aumento da potência elétrica provocado
por uma elevação na potência de compressão para os cenários com a presença do
trocador de calor no ciclo. Observa-se que o aumento no superaquecimento como
afirma DOSSAT (2004) influenciou em um aumento da potência de compressão
devido ao aumento do volume especifico do fluido refrigerante na entrada do
compressor.
Apesar da elevação da temperatura na sucção do ciclo de refrigeração com o
SLHX de 40 cm ter sido maior, este apresentou um aumento do consumo de potência
elétrica quando comparado ao funcionamento convencional do freezer, no valor
percentual de 3,74%, inferior ao aumento provocado pelo trocador de calor de 20 cm,
que influenciou em uma elevação na potência de 9,05%. Os valores da pressão na
descarga do compressor para o SLHX de 20 cm (apêndice E) foram bem maiores que
nos outros cenários, exigindo um maior trabalho do compressor. O gráfico 5 apresenta
valores da relação entre a potência de compressão no ciclo de refrigeração com e
sem a presença do trocador de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido para
cada ensaio.

58
Gráfico 5 - Resultado da relação entre as potências de compressão.
Fonte: Autor, 2017.
Para a análise da potência em cada ensaio, foi considerada a média dos dados
obtidos a cada minuto, para todo o processo, desde o momento de início de
funcionamento do freezer. O gráfico 6 apresenta o comportamento da potência em
função do tempo, considerando três ensaios que iniciaram a partir de uma mesma
temperatura inicial, igual a 25,4ºC.
Gráfico 6 – Potência (W) consumida pelo freezer em função do tempo (minutos).
Fonte: Autor, 2017.
0,00
0,20
0,40
0,60
0,80
1,00
1,20
1 2 3 4 5 6 7
Wtrocador/Wsemtrocador
Ensaio
Trocador de 20 cm
Trocador de 40 cm
100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
200
1 5 9 13 17 21 25 29 33 37 41 45 49 53 57 61 65 69 73
Potência(w)
Tempo (min)
Cenário I (Ensaio 4)
Cenário II (Ensaio 2)
Cenário III (Ensaio 3)

59
4.5 EFICIÊNCIA ISENTRÓPICA DO COMPRESSOR (𝜂𝑐)
Para análise da eficiência isentrópica, foram encontrados os valores de
potência através da equação 15, considerando o processo de compressão isentrópico,
ou seja, adiabático e reversível. Os valores das médias para cada ensaio de potência
teórica são apresentados na tabela 11.
Tabela 11 - Resultados das médias dos valores de potência teórica (W).
Cenário I II III
Ensaio 1 70,91 81,01 74,78
Ensaio 2 70,38 83,41 74,26
Ensaio 3 72,32 81,09 75,97
Ensaio 4 71,23 80,54 76,03
Ensaio 5 71,22 82,52 76,62
Ensaio 6 72,41 81,38 78,87
Ensaio 7 72,07 80,46 80,11
Média 71,51 81,49 76,66
Fonte: Autor, 2017.
O gráfico 7 apresenta os resultados da média da eficiência isentrópica para
cada ensaio, calculados através da equação 12.
Gráfico 7 – Resultados médios das eficiências isentrópicas para cada ensaio.
Fonte: Autor, 2017.
0%
10%
20%
30%
40%
50%
60%
70%
80%
90%
100%
1 2 3 4 5 6 7
EficiênciaIsentrópica
Ensaio
cenário I
Cenário II
Cenário III

60
A médias dos resultados apresentados para cada cenário experimental no
gráfico é dada na tabela 12.
Tabela 12 - Valores médios dos resultados obtidos para eficiência isentrópica do compressor (%).
Cenário I II III
Média 52,39 55,00 54,12
Fonte: Autor, 2017.
Observando o gráfico 7 e a tabela 12, percebe-se um pequeno aumento da
eficiência isentrópica ao ser introduzido o trocador de calor no ciclo. Analisando as
médias apresentadas na tabela 12, percebe-se que esse aumento em relação modo
de funcionamento convencional do freezer é na ordem de 4,98% para o cenário II e
de 3,30% para o cenário III, ou seja, para ambos os casos, a introdução do trocador
de calor entre as linhas de sucção/líquido permite a redução das perdas resultantes
do desvio de um ciclo de compressão real de um ciclo ideal.
4.6 COEFICIENTE DE PERFORMANCE (COP)
A tabela 13 mostra as médias dos coeficientes de performance encontrados
para cada cenário a partir da equação 19, utilizando os valores de potência real
obtidos através das medições utilizando o medidor de potência.
Tabela 13 - Valores médios dos resultados obtidos de coeficiente de performance para cada ensaio,
considerando a potência elétrica real.
Cenário I II III
Ensaio 1 1,39 1,45 1,36
Ensaio 2 1,39 1,50 1,41
Ensaio 3 1,41 1,46 1,39
Ensaio 4 1,38 1,43 1,38
Ensaio 5 1,38 1,46 1,38
Ensaio 6 1,42 1,45 1,41
Ensaio 7 1,42 1,41 1,40
Média 1,40 1,45 1,39
Fonte: Autor, 2017.

61
É perceptível pós analise da tabela 13 que o aumento da capacidade frigorifica
é compensado pelo aumento da potência de compressão, tornando a variação do
coeficiente de performance pequena. Apesar disso a proporção do aumento na
compressão provocado pela presença do SLHX de 20 cm entre as linhas de sucção e
líquido em 6 dos 7 ensaios é menor que a proporção do aumento na capacidade de
refrigeração, desta forma tornando o coeficiente médio 3,57% maior que o modo de
funcionamento convencional do freezer. Já a utilização do SLHX de 40 cm apresentou
uma redução 0,71%. Para uma melhor visualização o gráfico 8 apresenta valores da
relação entre os valores encontrados para o coeficiente de performance do ciclo de
refrigeração com e sem a presença do trocador de calor entre a linha de sucção e a
linha de líquido para cada ensaio.
Gráfico 8 - Resultado da relação entre os valores de COP.
Fonte: Autor, 2017.
A tabela 14 apresenta a média do coeficiente de performance, considerando a
potência de compressão em um processo isentrópico. Os valores apresentados dos
ciclos de refrigeração com a utilização dos trocadores de calor possuem uma pequena
redução quando comparados com os valores do funcionamento normal do freezer.
Isto significa que em um processo isentrópico, o aumento da potência de compressão
foi maior que o aumento na capacidade frigorifica.
0,00
0,20
0,40
0,60
0,80
1,00
1,20
1 2 3 4 5 6 7
COPtrocador/COPsemtrocador
Ensaio
Trocador de 20 cm
Trocador de 40 cm

62
Tabela 14 - Valores médios dos resultados obtidos de coeficiente de performance para cada ensaio,
considerando o processo de compressão isentrópico.
Cenário I II III
Média 2,67 2,64 2,56
Fonte: Autor, 2017.
4.7. EFETIVIDADE DO TROCADOR DE CALOR ENTRE A LINHA DE
SUCÇÃO/LÍQUIDO
A efetividade de cada trocador de calor foi encontrada a partir da equação 20,
utilizando as temperaturas de entrada (T1) e saída (T2) do fluido no trocador de calor
no lado da linha de sucção e a temperatura de entrada (T4) do fluido na linha de
líquido. O gráfico 9 apresenta os valores das médias das efetividades encontradas
para cada ensaio.
Gráfico 9 - Efetividades dos trocadores de calor entre a linha de sucção e linha de líquido.
Fonte: Autor, 2017.
A tabela 15 apresenta os valores médios encontrados para efetividade.
Percebe-se a partir da comparação desses valores que o aumento no comprimento
do trocador provocou um aumento no desempenho do trocador de 19,44%.
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
0,45
0,5
1 2 3 4 5 6 7
Efetividadedotrocador(ɛ)
Ensaio
Trocador de 20 cm
Trocador de 40 cm

63
Tabela 15 - média dos valores encontrados para efetividade.
Trocador 20 cm 40 cm
Média 0,36 0,43
Fonte: Autor, 2017.
4.7.1. Comportamento do coeficiente de performance real em função da
efetividade do trocador de calor
O gráfico 10 apresenta o comportamento da relação apresentada no gráfico 4,
relação entre a capacidade frigorifica com o trocador de calor e a capacidade frigorifica
sem o trocador de calor, ou seja, o gráfico 9 apresenta o comportamento da eficiência
frigorifica no sistema de refrigeração com o trocador em função de sua efetividade,
para cada ensaio.
Gráfico 10 - Comportamento da relação entre as capacidades frigoríficas em função da efetividade
do trocador de calor.
Fonte: Autor, 2017.
Analisando o gráfico, observa-se um aumento no potencial de refrigeração do
freezer quando a efetividade do trocador de calor está próxima a 35%. Valores acima
de 35% começam a demonstrar uma redução na proporção da quantidade de calor
1
1,02
1,04
1,06
1,08
1,1
1,12
1,14
1,16
1,18
1,2
0,3 0,35 0,4 0,45
Qtrocaddor/Qsemtrocador
Efetividade do trocador (ɛ)
Trocador de 20 cm
Trocador de 40 cm

64
retirada do ambiente interno. Apesar desse aumento significativo que implicou
principalmente na redução do tempo gasto para o resfriamento interno, a elevação no
superaquecimento útil na entrada do compressor, provocado pela troca de calor com
a linha de líquido, ocasionou também um aumento no volume especifico do fluido,
implicando consequentemente no aumento da potência de compressão, como
apresentado no gráfico 11.
Gráfico 11 - Comportamento da relação entre as potências de compressão em função da efetividade
do trocador de calor.
Fonte: Autor, 2017.
Por outro lado, a comparação do gráfico 10 com gráfico 11 quando a efetividade
do trocador é 35% apresenta uma variação entre esses aumentos, sendo o aumento
da capacidade frigorifica igual a aproximadamente 19%, correspondido por um
aumento de 10,5% na potência de compressão, ou seja, o ganho proporcionado pela
utilização do trocador de calor na capacidade frigorifica é maior que a perda no
aumento da potência no momento em que a efetividade do trocador é igual a 35%. O
gráfico 12 apresenta o comportamento da relação entre os coeficientes de
performance com e sem o trocador de calor entre a linha de sucção e linha de líquido
em função de sua efetividade, para cada ensaio.
1,02
1,03
1,04
1,05
1,06
1,07
1,08
1,09
1,10
1,11
0,3 0,35 0,4 0,45
Wtrocador/Wsemtrocador
Trocador de 20 cm
Trocador de 40 cm

65
Gráfico 12 - Comportamento da relação entre o COP real em função da efetividade do trocador de
calor.
Fonte: Autor, 2017.
Observando o gráfico 12, percebe-se que em quase todos os casos o trocador
de calor de 20 cm proporciona um aumento no coeficiente de performance, como
mostrado anteriormente. A análise das efetividades mostra que apesar do trocador de
40 cm ser mais efetivo e ter mais capacidade de transmitir energia, esse aumento
corresponde de maneira contraria no desempenho do freezer. Somente o ensaio dois
com o trocador de calor de 40 cm apresentou uma efetividade acima de 36% e um
COP com um pequeno aumento em relação ao modo de funcionamento convencional
do equipamento. Para todos os outros ensaios que apresentaram uma efetividade
maior que esse percentual, houve uma redução no seu coeficiente de performance.
4.7.2. Comportamento do coeficiente de performance teórico em função da
efetividade do trocador de calor
Diferentemente da relação entre os coeficientes de performance teóricos
obtidos DOMANSKI, DOYLE e DIDION (1994) apresentados na figura 8, onde está
aumentava de forma quase linear em função do aumento da efetividade, o gráfico 13
apresenta redução no COP teórico para quase todos os ensaios, exceto ao pequeno
aumento apresentado quando a efetividade do trocador chega a 35% e a um dos
0,96
0,98
1,00
1,02
1,04
1,06
1,08
1,10
0,3 0,35 0,4 0,45
Trocador de 20 cm
Trocador de 40 cm

66
ensaios que a efetividade iguala a 36%. Sendo assim, a utilização do SLHX não
produziu aumento na variação de desempenho termodinâmico teórico relevante.
Gráfico 13 - Comportamento da relação entre o COP teórico em função da efetividade do trocador de
calor.
Fonte: Autor, 2017.
0,92
0,93
0,94
0,95
0,96
0,97
0,98
0,99
1,00
1,01
1,02
0,3 0,35 0,4 0,45
Trocador de 20 cm
Trocador de 40 cm

67
5 CONCLUSÃO
O presente trabalho avaliou o comportamento termodinâmico de um ciclo de
refrigeração por compressão de vapor (freezer) utilizando R-134a como fluido
refrigerante, comparando um ciclo convencional do equipamento e ciclos utilizando
trocadores de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido. Os trocadores
ensaiados tiveram 20 cm e 40 cm de comprimento.
Após a realização dos 7 ensaios para cada um dos cenários estabelecidos, foi
possível comparar a velocidade de resfriamento e a eficiência termodinâmica dos
ciclos de refrigeração experimentados. Foi possível também analisar a influência
sobre a eficiência isentrópica do compressor, e a relação entre a efetividade do
trocador de calor e coeficiente de performance do equipamento.
Os ciclos com a presença do SLHX, independente do comprimento,
apresentaram uma elevação considerável na eficiência isentrópica do compressor, o
tornando mais eficiente.
A introdução dos trocadores de calor entre a linha de sucção e a linha de líquido
de 20 cm e de 40 cm, apresentou um aumentou de 3,78% e 8,38%, respectivamente,
no superaquecimento total do ciclo. Para o componente de 20 cm, este aumento no
superaquecimento foi de forma útil, já que a troca de calor provocada proporcionou
um aumento de 38,68% no sub-resfriamento do ciclo. Este aumento no sub-
resfriamento proporcionou também um aumento na potência de refrigeração do
equipamento para aproximadamente 216 W.
A efetividade média do trocador de calor foi aumentada em 19,44% quando o
comprimento deste foi aumentado de 20cm para 40cm. Apesar disto, este aumento
proporcionou uma redução na eficiência termodinâmica do freezer. Observou-se
também que o COP foi maior quando a efetividade foi igual a 0,35.
Portanto, conclui-se que, a utilização do SLHX com um comprimento de 20 cm,
foi a melhor opção entre as estudadas, devido ao aumento da capacidade frigorifica
em 12,65%. Consequentemente obteve-se uma variação pequena, mas significativa
do coeficiente de performance, assim como uma redução média de 8 minutos no
tempo de operação gasto para atingir a temperatura de -18ºC.
Para trabalhos futuros, sugere-se a realização de ensaios utilizando os fluidos
refrigerantes R-600a e R-404a. Também pode ser realizado uma melhor investigação
do comportamento do desempenho termodinâmico do equipamento de refrigeração

68
em função da efetividade do trocador, variando o comprimento do trocador de calor
em dimensões maiores, menores e entre as utilizadas neste trabalho.

69
6 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
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72
APÊNDICES
APÊNDICE A - DESENHO TÉCNICO DOS TROCADORES DE CALOR
CONFECCIONADOS.

A-A ( 1 : 4 )
A A
Titulo:
Material: Projetista:
Data:
Escala:
Unidade:
Folha:Local:
N de Revis o:
02 mm
1:4
SLHX de 200 mm
Cobre
Universidade Federal Do Vale do S o Francisco
Leonardo de Souza Santana
01/03/2017
01/02
Proje o:
255,00
60,00
80,00
140,00
1/4 pol
11
8 pol
15,00
20,00
1/4 pol

B-B ( 1 : 4 )
B B
Titulo:
Material: Escala:
Unidade:
Folha:Local:
02 mm
1:4
SLHX de 400 mm
Cobre
Universidade Federal Do Vale do S o Francisco
Leonardo de Souza Santana
01/03/2017
02/02
Data:
Projetista:
N de Revis o:
Proje o:
255,00
60,00
20,00
40,00
40,00
1/4 pol1/4 pol
11
8 pol
15,00
35,00
120,00

75
APÊNDICE B – PROGRAMA UTILIZADO NO EES PARA ANÁLISE DE ACRÉSCIMO
DE MASSA DE FLUIDO REFRIGERANTE.
Abaixo encontra-se o programa utilizado no EES (Engineering Equation Solver)
para os cálculos da quantidade de massa de refrigerante a ser adicionada no sistema.
" Carga adicional de refrigerante"
T_ambiente = 27 [ºC]
comprimento_tuboexterno = 0,40 [m]
d_trocador = 0,028575 [m]
d_interno = 0,00635 [m]
comprimento_tubointerno = 0,64 [m]
"massa de refrigerante no tubo externo"
ve= V_trocador/m_refrigerante_externo
ve = VOLUME(R134a;T=T_ambiente; X=1)
V_trocador = pi*((d_trocador/2)^2)*comprimento_tuboexterno
"massa de refrigerante no tubo interno"
ve= V_interno/m_refrigerante_interno
V_interno = pi*((d_interno/2)^2)*comprimento_tubointerno
" massa acrescentada"
m_acrescentar = m_refrigerante_externo + m_refrigerante_interno
"Massa total de fluido nesta modalidade"
m_total = 0,110 + m_acrescentar
m_total_gramas = m_total * 1000

Análise do SLHX no COP de freezer

Análise do SLHX no COP de freezer

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