CONEM2008-1154

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V CONGRESSO NACIONAL DE ENGENHARIA MECÂNICA 
V NATIONAL CONGRESS OF MECHANICAL ENGINEERING 
25 a 28 de agosto de 2008 – Salvador – Bahia - Brasil 
August 25 – 28, 2008 - Salvador – Bahia – Brazil 
 
ANÁLISE EXPERIMENTAL DO COEFICIENTE DE PERFORMANCE DE 
UM REFRIGERADOR DE PEQUENO PORTE OPERANDO COM 
MISTURAS ZEOTRÓPICAS 
 
Igor Marcel Gomes Almeida, igormarcel2002@yahoo.com.br1 
Washington Batista de Lima, uoxito@hotmail.com1 
Levi Barreto Barros, levibarreto@hotmail.com1 
Cleiton Rubens Formiga Barbosa, cleiton@ufrnet.br1 
Francisco de Assis Oliveira Fontes, franciscofontes@uol.com.br1 
Felipe Bento de Albuquerque, felipebento20@yahoo.com.br1 
 
 
1Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Campus Universitário, S/N, Lagoa Nova. Natal-RN, 59072-970 
 
 
Resumo: O coeficiente de performance (COP) é um parâmetro fundamental na análise das instalações frigoríficas. O 
COP do ciclo real, para as mesmas condições de operação, é sempre menor do que o do ciclo ideal. Para o ciclo 
teórico, o COP é função somente das propriedades do fluido de trabalho (refrigerante). Para o ciclo real, entretanto, o 
desempenho é fortemente dependente das propriedades na sucção do compressor e das características do compressor, 
condensador, evaporador e do dispositivo de controle do fluxo de refrigerante (tubo capilar ou válvula de expansão). 
Foi desenvolvida uma bancada experimental para análise de um refrigerador de pequeno porte, onde sensores de 
temperatura e de pressão foram incorporados ao longo do circuito frigorífico com sistema de aquisição de dados 
computadorizado, permitindo o mapeamento das propriedades termodinâmicas de interesse. Foram analisados os 
parâmetros de performance do refrigerador com R401-a para diferentes condições de operação: convecção natural e 
forçada do condensador e inserção de misturador para uniformização da temperatura na câmara fria. 
 
Palavras-chave: coeficiente de performance, blends, mistura zeotrópica, refrigeração 
 
 
1. INTRODUÇÃO 
 
Nos últimos anos, os setores de refrigeração e de ar condicionado entraram em uma discussão sobre os impactos 
ocasionados sobre o meio ambiente, em especial à camada de ozônio, pelas substâncias utilizadas como os CFCs 
(Clorofluorcarbonos). Neste sentido, de acordo com a resolução 267 de 14 de setembro de 2000, do Conselho Nacional 
do Meio Ambiente – CONAMA, ficou estabelecida a proibição, em todo território nacional, da utilização do CFC-11, 
CFC-12, além de outras substâncias que agridem a camada de ozônio, em instalações de ar condicionado central, 
instalações frigoríficas com compressores de potência unitária superior a 100 HP e em sistemas de ar condicionado 
automotivo. Tornou-se proibida, a partir de primeiro de janeiro de 2001, a utilização dessas substâncias em 
refrigeradores e congeladores domésticos, e em todos os demais equipamentos e sistemas de refrigeração. Assim, têm-
se recorrido a operações de retrofit de fluidos refrigerantes nestes equipamentos com idade de até 10 anos, não sendo 
aconselhável esta operação em unidades mais antigas devido ao desgaste mecânico que os trocadores de calor destes 
podem apresentar. De acordo com Gouvêa et al.(2004), o retrofit deve ser conduzido, naturalmente, por profissionais 
capacitados, que levem em conta critérios para escolha do refrigerante alternativo, os quais incluem temperaturas de 
evaporação e de descarga, tipo de compressor, consumo de energia, custo do sistema, compatibilidade com o filtro 
secador e com o isolamento elétrico do motor, além da miscibilidade do óleo com o refrigerante alternativo. De acordo 
com Havelský (2000), a decisão relativa à substituição de fluidos refrigerantes depende não só das possibilidades 
técnicas existentes, mas também dos fatores relativos à eficiência econômica dos custos investidos na substituição do 
CFC’s, economia de operação com o novo refrigerante, grau de risco no que diz respeito à condição técnica do 
dispositivo, possibilidades de serviço, entre outras, sendo estas características mais relevantes para grandes processos de 
atualização de equipamentos, ou seja, um grande número de máquinas. Assim, surgem recentemente os chamados 
refrigerantes alternativos ou ecológicos e também as misturas, que são os blends, estas misturas combinam as 
propriedades mais favoráveis de cada um dos seus constituintes, cobrindo a mais ampla faixa de temperaturas de 
evaporação. 
 
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1.1. Coeficiente de Performance (COP) 
 
Um sistema de refrigeração pode ser analisado em termos de sua eficiência energética através do COP, uma 
grandeza adimensional. O COP é comumente utilizado para se avaliar a relação entre a capacidade de refrigeração 
obtida e o trabalho gasto para tanto, sendo definido como na Eq. (1) abaixo. 
 
•
•
=
C
E
W
QCOP (1) 
Onde EQ
•
é a potência de refrigeração (kW) e CW
•
 é a potência de compressão (kW). As potências de compressão 
e de refrigeração podem ser obtidas através de balanços de energia no compressor e no evaporador, respectivamente. 
Desta forma, o coeficiente de performance pode ser representado na forma clássica, segundo a Eq. (2) abaixo. 
 
 (2) 
COP = (h1 − h4 ) (h2 − h1 ) 
 
Onde h corresponde à entalpia específica nos pontos correspondentes do ciclo de compressão (Ponto 1 – Saída do 
evaporador/entrada do compressor; Ponto 2 – Saída do compressor/entrada do condensador; Ponto 3 – Saída do 
condensador/entrada da válvula de expansão; Ponto 4 – Saída da válvula de expansão/entrada do evaporador). Quando 
da utilização da Eq. (2) nos cálculos do COP os fluxos de massa serão cancelados. No procedimento experimental e nos 
cálculos para obtenção do COP será feito o uso do software COOLPACK para obtenção dos diagramas P-h com a 
representação do ciclo em questão para as várias condições de operação da unidade de refrigeração e obtenção das 
características de operação. A propriedade termodinâmica de entalpia ao longo do circuito frigorífico foi obtida 
mediante o conhecimento de duas outras propriedades fundamentais, a pressão e a temperatura. 
 
1.2. Misturas Zeotrópicas 
 
Como dito anteriormente, os blends surgiram da necessidade de substituição dos refrigerantes tradicionais por 
outros que apresentassem pequeno ou nenhum potencial de depleção da camada de ozônio. Um grupo existente destes 
refrigerantes são as misturas zeotrópicas onde diferentes composições de vapor e líquido estão em equilíbrio, que de 
acordo com Rajapaksha (2007), tem como resultado direto a mudança de fase não-isotérmica durante a condensação e 
evaporação, ou seja, a chamada temperatura glide, que para misturas com variação desta em torno de C5o ou mais, 
oferecem um potencial teórico para aumentar a performance e eficiência energética de sistemas de compressão de 
vapor, e indiretamente apresenta outras vantagens, como: o compressor trabalha à faixa de pressões relativamente 
reduzidas, aumentando o COP; relativo à refrigerantes CFC, menor trabalho de compressão para se obter uma 
capacidade de refrigeração semelhante. De acordo com Stoecker et al. (2002), a utilização destas misturas tende a 
afastar o ciclo real em relação ao de Carnot devido a estas mudanças de fase não-isotérmicas, mas mesmo assim 
consegue-se um aumento de performance teórica, devido principalmente a estes fluidos refrigerantes requererem uma 
menor relação entre pressões de condensação e evaporação para praticamente um mesmo efeito frigorífico em relação 
ao CFC-12, o que sempre é desejado do ponto de vista da eficiência energética já que desta forma consome-se menos 
trabalho de compressão.Porém, estes apresentam inconvenientes quando do projeto dos trocadores de calor pelos 
métodos tradicionais LMTD ou NTU, devido o processo de mudança de fase ser não-isotérmico e as variações do Pc e 
do coeficiente de transferência de calor do refrigerante serem relativamente mais elevados, devido aos efeitos da 
composição da mistura. Desta forma, alterações na composição da mistura causam variações das temperaturas do 
equipamento, COP e etc, em comparação com o projeto original do equipamento, destinado à utilização de CFC´s. 
Neste trabalho, será utilizado o refrigerante R-401a (Suva MP-39) produzido pela DuPont e de seguinte composição: 
R22 (53%), R152a (13%), R124 (34%) sendo as frações em massa e temperatura glide de C595 o, ; para avaliação da 
performance da unidade sob as variadas condições de operação, já que este blend é substituto ao R-12 e não é necessária 
a adaptação de componentes do sistema a esse novo refrigerante. 
 
2. PROCEDIMENTO EXPERIMENTAL 
 
2.1. Aparato Experimental 
 
 A unidade de refrigeração utilizada consistia de um refrigerador doméstico de pequeno porte usado para 
resfriamento de água potável com as seguintes características: evaporador inundado, condensador arrefecido à ar, 
compressor para R-12, filtro secador e tubo capilar. Este equipamento foi instrumentado com dois manômetros 
instalados diretamente na tubulação de baixa e alta pressão e com um controlador digital de temperatura (CDT), que foi 
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instalado no reservatório de água de modo a se obter um set-point para desligamento do compressor à medida que a 
temperatura desta atingisse determinado valor especificado no mostrador digital, nas figuras (1) e (2) pode-se observar 
uma vista geral do equipamento, a unidade de refrigeração com o CDT, as tomadas de pressão dos dois manômetros e o 
sistema de aquisição de dados. 
 
 
 
Figura 1. Vista frontal da unidade. 
 
 
 
 
Figura 2. Representação esquemática das tomadas de pressão e temperatura 
 
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 A unidade é de fabricação da Genarex e tem as seguintes características: modelo AMHB 220/60 R12, carga de 
refrigerante de 65 gramas, teste de pressão de alta, 1,26 MPa e de baixa, 0,15 MPa. O compressor é de fabricação da 
Embraco de especificação EM20BR com referência comercial de 1/12 HP, para aplicações de baixa, média e alta 
pressão de retorno (L/M/HBP), eficiência isoentrópica de 0,85, faixa de temperatura de evaporação de C35o− até 
C15o+ e temperatura ambiente máxima de C32o . Ao longo do ciclo de refrigeração foram instalados seis termopares 
tipo K nos pontos estratégicos de um ciclo de refrigeração por compressão. A instalação destes termopares foi feita 
mediante preparo da superfície das tubulações com limpeza e lixamento, seguida de solda com estanho para melhor 
fixação deste sobre a superfície da tubulação, como o ambiente de ensaio era climatizado, isolaram-se ainda os 
termopares para evitar entradas interferentes na medição. Estes termopares foram conectados a uma placa de aquisição 
de dados ligada a um computador, sendo o mapeamento das temperaturas realizado mediante utilização do software 
MEASUREMENT & AUTOMATION EXPLORER, com uma taxa de aquisição de um ponto de temperatura por 
segundo durante o tempo de cada ensaio, sendo possível então obter-se gráficos de distribuição de temperaturas. As 
variações das condições de operação do equipamento foram obtidas com a utilização de um agitador rotativo para 
uniformização da temperatura na câmara fria e uso de um ventilador de fluxo axial para arrefecimento forçado do 
condensador. 
 
2.2. Avaliação Experimental 
 
Os ensaios realizados visaram à determinação da performance do sistema mediante variação das condições 
operacionais do equipamento, desta forma, foram feitos os seguintes ensaios: com agitador na câmara fria e sem 
ventilador no condensador (ensaio 1), sem agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador na 
velocidade de 1400 RPM (ensaio 2), com agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador na 
velocidade de 1400 RPM (ensaio 3), sem agitador na câmara fria e sem ventilador no condensador (condição de 
operação tradicional, ensaio 4), sem agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador com 
velocidade de 1180 RPM (ensaio 5), com agitador na câmara fria e ventilador à 300 mm do condensador com 
velocidade de 1180 RPM (ensaio 6). Para todas as condições de ensaio, o volume de água presente na câmara fria foi de 
1,5 litros e o set-point ajustado para C6 o , que é um valor convencional de temperatura para sensação térmica agradável. 
Após o início do funcionamento da unidade, considerou-se um tempo de estabilização de funcionamento de 5 minutos 
para cada ensaio, já que se trata de um sistema de pequeno porte. Após a estabilização, leram-se as pressões de alta e 
baixa para posterior determinação do ciclo termodinâmico indicado em diagramas P-h. As figuras (3) à (8) mostram os 
resultados obtidos com o mapeamento das temperaturas dos pontos estratégicos do ciclo ao longo do período de 
resfriamento da água até C6 o , e os diagramas P-h respectivos à cada condição de ensaio, traçados com a utilização do 
software COOLPACK, sendo as características do ciclo obtidas mediante fornecimento de valores de pressão e 
temperatura em diversos pontos ao longo do equipamento. Vale ainda ressaltar que as perdas de pressão no interior das 
tubulações foram desprezadas, pois se trata de um sistema de pequeno porte e o comprimento equivalente da tubulação 
não é significante para introdução de faixa de erros mensuráveis. Os gráficos de mapeamento de temperaturas abaixo 
mostrados, apresentam somente uma representação das magnitudes de temperaturas ocorridas ao longo dos pontos de 
medição, não sendo utilizados para determinação do coeficiente de performance e demais parâmetros, sendo isto 
realizado mediante conhecimento apenas das pressões nestes pontos, que em seguida são introduzidos no software 
utilizado, onde se obtêm a temperatura real do fluido sob determinada pressão. 
 
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h 
0 200 400 600 800 1000 1200
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
Gelagua com agitador
Tempo (s)
 E . evaporador
 S. condensador
 E. condesador
 S. evaporador
 Ambiente
 Água
Te
m
pe
ra
tu
ra
 
(°C
)
 
 
 
 
 
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Figura 3. Ensaio 1 (com agitador na câmara fria e sem ventilador no condensador). 
 
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h 
0 1000 2000 3000 4000 5000
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
Te
m
pe
ra
tu
ra
 
(°C
)
Tempo (s)
 E.evaporador
 S.condensador
 E.condensador
 S.evaporador
 Ambiente
 Água
Gelagua com convecção forçada no condensador
 
 
 
 
 
 
Figura 4. Ensaio 2 (sem agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador na velocidade 
de 1400 RPM). 
 
 
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h 
-200 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
te
m
pe
ra
tu
ra
 
(°C
)
Tempo (s)
 E.evaporador
 S.condensador
 E.condensador
 S.evaporador
 Ambiente
 Água
Gelagua com convecção forçada no condensador e no evaporador
 
 
 
 
 
 
Figura 5. Ensaio 3 (com agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador na velocidadede 1400 RPM). 
 
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h 
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0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
Te
m
pe
ra
tu
ra
 
(°C
)
Tempo (s)
 E.evaporador
 S.condensador
 E.condensador
 S.evaporador
 Ambiente
 Água
Gelagua Simples
 
 
 
 
 
 
Figura 6. Ensaio 4 (sem agitador na câmara fria e sem ventilador no condensador). 
 
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h 
0 200 400 600 800 1000 1200
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
Te
m
pe
ra
tu
ra
 
(°C
)
Tempo (s)
 E.evaporador
 S.condensador
 E.condensador
 S.evaporador
 Ambiente
 Água
Gelagua com convecção forçada no condensador
 
 
 
 
 
 
Figura 7. Ensaio 5 (sem agitador na câmara fria e com ventilador à 300 mm do condensador com velocidade 
de 1180 RPM). 
 
Mapeamento de temperaturas Diagrama P-h 
0 200 400 600 800 1000 1200
-10
-5
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
Te
m
pe
ra
tu
ra
 
(°C
)
Tempo (s)
 E.evaporador
 S.condensador
 E.condensador
 S.evaporador
 Ambiente
 Água
Gelagua com convecção forçada no condensador e no evaporador
 
 
 
 
 
 
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Figura 8. Ensaio 6 (com agitador na câmara fria e ventilador à 300 mm do condensador com velocidade de 
1180 RPM). 
 
As demais características de operação da unidade sob as diversas condições de ensaio são mostradas na Tab. (1), onde 
as pressões indicadas são as manométricas, para determinação dos parâmetros de eficiência do equipamento utilizaram-
se as pressões absolutas. Vale ressaltar que se considerou uma incerteza de ± 0,5 °C nas medições de temperatura 
efetuadas sobre as tubulações do equipamento e a incerteza das medições de pressão estabelecida como ± 5 kPa, ou 
seja, metade da divisão da escala do instrumento. A determinação da incerteza dos COP´s foi feita mediante utilização 
da Lei de Gauss, conforme Link (1997) e está apresentada na Tab. (1) abaixo. 
 
 
Tabela 1. Resultados operacionais obtidos mediante utilização do software COOLPACK 
 
 Ensaio 1 Ensaio 2 Ensaio 3 Ensaio 4 Ensaio 5 Ensaio 6 
AP (kPa) 1100 ± 5 900 ± 5 900 ± 5 1100 ± 5 950 ± 5 900 ± 5 
BP (kPa) 140 ± 5 120 ± 5 115 ± 5 120 ± 5 140 ± 5 115 ± 5 
EQ (kJ/kg) 180,17 163,456 154,181 150,399 156,038 157,587 
CQ (kJ/kg) 233,577 210,589 209,461 216,157 206,537 206,709 
COP 3,37± 0,25 3,47± 0,25 2,79± 0,25 2,29± 0,25 3,09± 0,25 2,67± 0,25 
W (kJ/kg) 53,407 47,133 55,280 65,758 50,499 59,122 
 
 
3. RESULTADOS E DISCUSSÕES 
 
Analisando o gráfico de distribuição de temperaturas da água mostrado na Fig. (9), pode-se observar que para a 
água atingir a temperatura de Co6 , ensaios 2 e 4 apresentaram maior duração, com 1 hora e 3 minutos e 1 hora e 8 
minutos, respectivamente. A ocorrência disso se deve ao fato da não existência de convecção forçada no condensador e 
no evaporador, o que levou à formação de camada de gelo ao longo do evaporador, introduzindo grande gradiente de 
temperaturas ao longo da câmara fria, já que o sensor de temperatura estava localizado na região central do reservatório 
cilíndrico de água, como pode ser observado na Fig. (10). Do ponto de vista das performances destes dois ensaios, o de 
número 2 apresentou melhor coeficiente, de acordo com a tabela 1. 
 
0 1000 2000 3000 4000 5000
5
10
15
20
25
30
Te
m
pe
ra
tu
ra
 
(°C
)
Tempo (s)
 Ensaio 04
 Ensaio 01
 Ensaio 02
 Ensaio 03
 Ensaio 05
 Ensaio 06
 
Figura 9. Distribuição de temperaturas da água. 
 
 Os ensaios 1 e 3 apresentaram duração intermediária entre todos os ensaios, com tempos de 22 minutos e 23 
minutos, respectivamente. Ambos apresentam convecção forçada no evaporador (agitador), o que traduz o perfil linear 
de decaimento de temperatura da água. Esta diminuição no tempo de resfriamento da água se deveu ao fato da 
existência de convecção forçada no evaporador, diminuindo radialmente o gradiente de temperaturas ao longo da 
câmara fria. O ensaio 1 apresentou maior COP em relação ao de número 3. Os ensaios 5 e 6 tiveram as menores 
durações, com os tempos de 18 minutos e 20 minutos, respectivamente. Com relação ao ensaio 6 especialmente, apesar 
de não apresentar convecção forçada no evaporador, não se constatou formação de camada de gelo na câmara fria, o que 
provavelmente influenciou no menor tempo de ensaio. O COP do ensaio 5 se apresentou maior que do ensaio 6. Vale 
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ressaltar que se considerou uma incerteza de ± 0,5 °C nas medições de temperatura efetuadas sobre as tubulações do 
equipamento. 
 
 De acordo com as observações experimentais pôde-se concluir que a existência de convecção forçada no 
condensador provocou um acréscimo no valor do COP em relação aos ensaios com o equipamento original, isto é, com 
condensador de convecção natural. O ensaio com ventilador à maior rotação apresentou melhor performance, isto se 
deve à diminuição da pressão de alta, já que a redução da pressão de baixa é insignificante para as condições em estudo. 
Vale ressaltar que os COP´s determinados não levaram em consideração a potência consumida pelo ventilador. Pode-se 
concluir também que os ensaios só com convecção forçada no evaporador se apresentaram com melhor performance do 
que a forma de operação tradicional destes equipamentos de refrigeração, além de proporcionar menores tempos de 
resfriamento da água. Os ensaios com ventilador à máxima rotação apresentam maior troca de calor no condensador, o 
que era de se esperar. Nos ensaios com condição de convecção forçada no evaporador também apresentaram maiores 
trocas de calor, neste caso com a água. Desta maneira, analisando as condições acima e o tempo para se obter a 
temperatura desejada da água, pode-se indicar a condição ótima de operação para os ensaios realizados com sendo a 
referente ao ensaio 1, pois apresentou tempo muito pequeno de resfriamento com COP elevado. Do ponto de vista do 
refrigerante utilizado, por se tratar de uma mistura zeotrópica, pode ter acarretado ineficiência dos trocadores de calor, 
que segundo Rajapaksha (2007), erros de até 50% na estimativa da área de troca de calor podem ocorrer quando se 
utilizam métodos tradicionais de dimensionamento de trocadores de calor, como o LMTD e o NTU com utilização de 
fluidos de trabalho do tipo blend. Porém, o uso desses refrigerantes reduzem a faixa de pressões de operação do 
compressor, aumentando o COP e ainda requerem menor trabalho de compressão quando comparados a refrigerantes do 
tipo CFC. 
 
4. CONCLUSÕES 
 
Com base na experimentação, conclui-se que: 
 
a) A convecção forçada do evaporador reduz em 67% o tempo de operação para se atingir o set-point, com 
redução significativa do consumo de energia elétrica. 
b) O efeito da convecção forçada no evaporador é mais significativo do que o obtido pela convecção forçada no 
condensador. 
c) O COP do refrigerador aumentou em 51% com a convecção forçada em relação ao COP do equipamento 
original, projetado para operar com CFC´s. 
d) Os ensaios com convecção forçada no condensador apresentaram redução no COP de aproximadamente 20%, 
após indução de convecção forçada no evaporador. 
 
5. AGRADECIMENTOS 
 
Em especial ao Grupo de Estudos de Tribologia (GET) da UFRN, por disponibilizar o sistema de aquisiçãode 
dados computadorizado. 
 
6. REFERÊNCIAS 
 
Gouvêa, P.E.M., Freitas, R., Souza, A.C.C., Silveira, J.L., 2004, “Estudo da substituição de fluidos refrigerantes em 
sistema de refrigeração e ar condicionado por compressão de vapor”, Revista Ciências Exatas, UNITAU, Vol. 9/10, 
Taubaté, Brazil, pp. 43-46. 
Havelský, V., 2000, “Investigation of refrigerating system with R12 refrigerant replacements”, Applied Thermal 
Engineering, Vol. 20, pp. 133-140. 
Halimic, E., Ross, D., Agnew, B., Anderson, A., Potts, I., 2003, “A comparison of the operating performance of 
alternative refrigerants”, Applied Thermal Engineering, Vol. 23,pp. 1441-1451. 
Rajapaksha, L., 2007, “Influence of special attributes of zeotropic refrigerant mixtures on design and operation of 
vapour compression refrigeration and heat pump systems”, Energy Conversion and Management, Vol. 48, pp. 539-
545. 
Link, W. “ Metrologia Mecânica – Expressão da Incerteza de Medição”, 1ª.ed. São Paulo. V.01. 174 p. 1997. 
Stoecker, W.F., Jabardo, J.M.S, “Refrigeração Industrial”, 2ª ed. Ed. Edgard Blucher. São Paulo. 384 p. 2002. 
 
7. DIREITOS AUTORAIS 
 
Os autores são os únicos responsáveis pelo conteúdo do material impresso incluído deste trabalho, está autorizada a 
reprodução deste material para fins acadêmicos e científicos. 
 
 
 
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EXPERIMENTAL ANALYSIS OF A PERFOMANCE COEFFICIENT FROM 
A SMALL REFRIGERATOR WORKING WITH ZEOTROPIC MIXTURES 
 
Igor Marcel Gomes Almeida, igormarcel2002@yahoo.com.br1 
Washington Batista de Lima, uoxito@hotmail.com1 
Levi Barreto Barros, levibarreto@hotmail.com1 
Cleiton Rubens Formiga Barbosa, cleiton@ufrnet.br1 
Francisco de Assis Oliveira Fontes, franciscofontes@uol.com.br1 
Felipe Bento de Albuquerque, felipebento20@yahoo.com.br1 
 
1Universidade Federal do Rio Grande do Norte, Campus Universitário, S/N, Lagoa Nova. Natal-RN, 59072-970 
 
Abstract: The coefficient of performance (COP) is a fundamental parameter to analyze the refrigerating plants. The 
real cycle COP, for the same operational conditions, is always minor than the ideal cycle. For the theoretical cycle, the 
COP is only function of the working fluid proprieties (coolant).For the real cycle, however, the performance is strongly 
dependent of the compressor suction proprieties and the compressor, condenser and the coolant flow control device 
(capillary tube or expansion valve). It was developed a test rig to analyze one small refrigerator, temperature and 
pressure sensors were coupled to the refrigerating circuit with computerized data acquisition system, allowing the 
mapping of the interest thermodynamic proprieties. The performance parameters were analyzed with the R401-a as 
coolant in several operational conditions: Natural and forced convection and using a mixer to have a homogeneous 
temperature in the cold chamber. 
 
Key-words: coefficient of performance, blends, zeotropic mixture, refrigeration