Refrigeração e Climatização, Notas de estudo de Tecnologia Industrial
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Refrigeração e Climatização, Notas de estudo de Tecnologia Industrial

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Refrigeração e Climatização
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UNIVERSIDADE FEDERAL DO PARÁ – INSTITUTO DE TECNOLOGIA – FACULDADE DE ENGENHARIA MECÂNICA

LABCLIMA – LABORATÓRIO DE CLIMATIZAÇÃO

APOSTILA DE REFRIGERAÇÃO E CLIMATIZAÇÃO PROF. DR. JORGE E. CORRÊA

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SUMÁRIO

Unidade 1 Introdução: refrigeração e climatização 04

1.1 Introdução à refrigeração

1.2 Introdução à climatização

1.3 Relação entre refrigeração e ar condicionado

Unidade 2 Equipamentos, acessórios e fluidos refrigerantes em sistemas de refrigeração por compressão mecânica de vapor 14

2.1 Compressores

2.2 Condensadores

2.3 Evaporadores

2.4 Dispositivos de expansão

2.5 Acessórios

2.6 Refrigerantes primários

2.7 Refrigerantes primários alternativos

2.8 Refrigerantes secundários

Unidade 3 Ciclos de refrigeração por compressão mecânica de vapor 51

3.1 Ciclo ideal de refrigeração

3.2 Ciclo ideal com sub–resfriamento e superaquecimento

3.3 Ciclo real por compressão mecânica de vapor

3.4 Ciclo ideal com duas temperaturas de evaporação

3.5 Ciclo ideal de compressão por estágios

Unidade 4 Psicrometria e potenciais em superfície molhada 72

4.1 Psicrometria: fundamentos e processos

4.2 Transferência de calor em superfície molhada

Unidade 5 Sistemas e equipamentos de climatização 92

5.1 Sistema básico ar condicionado para conforto

5.2 Sistemas multizonas

5.3 Sistemas de água gelada

5.4 Sistemas unitários

5.5 Equipamentos de sistemas de ar condicionado

5.6 Aletas

5.7 Desempenho de serpentinas

5.8 Ventiladores

5.9 Torres de resfriamento

5.10 Condensadores

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5.11 Umidificadores

5.12 Filtros de ar

APÊ1DICES 136

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BIBLIOGRAFIA

1) ASHRAE. Handbook of fundamentals. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning

Engineers, 2005.

2) ASHRAE. Handbook of systems and equipment. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-

Conditioning Engineers, 2000.

3) ASHRAE. Handbook of refrigeration. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning

Engineers, 1994.

4) ASHRAE. Handbook of applications. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning

Engineers, 1999.

5) GOSNEY, W. B. Principles of refrigeration. London, Cambridge University Press, 1982.

6) SAUER Jr, H. J.; HOWELL, R. H. Principles of heating ventilating and air conditioning: a textbook based on 1993

ASHRAE handbook- fundamentals. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-

Conditioning Engineers, 1994.

7) STOECKER, W. F. ; JONES, J. W. Refrigeração e ar condicionado. São Paulo, McGraw-Hill, 1985.

8) WANG, S. K. Handbook of air conditioning and refrigeration. New York, McGraw-Hill, 1994.

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U1IDADE 1 I1TRODUÇÃO: REFRIGERAÇÃO E CLIMATIZAÇÃO

Nessa unidade, abordaremos os fatos importantes referentes à refrigeração e à climatização, apresentaremos os princípios de funcionamento dos processos mais difundidos de refrigeração artificial, e mostraremos como se integram aos sistemas de climatização.

1.1 Introdução à refrigeração

A refrigeração envolve a redução e manutenção da temperatura de um corpo ou substância abaixo daquela existente em sua vizinhança, e pode ser obtida por meios naturais e artificiais. Os meios naturais usam substâncias frias encontradas espontaneamente na natureza. No primórdio, o meio natural de refrigeração era o gelo formado em picos de montanhas e do congelamento da superfície de rios e lagos no inverno. A Figura 1.1 mostra uma indústria de gelo, onde placas extraídas da superfície congelada de um rio durante o inverno, eram transportadas e armazenadas para ser usadas na conservação de alimentos e na obtenção de temperaturas agradáveis em residências de alto padrão durante o verão.

Figura 1.1 – Extração de gelo na superfície congelada do rio Hudson (Estados Unidos, 1874).

Em conservação de alimentos, um refrigerador doméstico como o mostrado na Figura 1.2 era de uso comum. O gelo era introduzido por uma tampa superior e acomodava-se sobre uma bandeja. Os perecíveis eram colocados sobre as prateleiras vazadas, que permitiam a movimentação do ar frio por diferença de densidade, e as temperaturas alcançavam entre 6 e 10°C no compartimento refrigerado. Um dreno instalado na parte mais baixa da bandeja de gelo recolhia a água resultante de sua fusão. Redes de distribuição entregavam as pedras de gelo regularmente de porta em porta ou quando eram solicitadas.

Figura 1.2 – Geladeira antiga para conservação de alimentos.

Os meios artificiais reduzem a temperatura de uma substância mediante o consumo de energia sob um princípio de funcionamento característico do tipo de processo de refrigeração. A Tabela 1.1 apresenta um resumo dos processos mais comuns, seus princípios de funcionamento e aplicações típicas. Inicialmente, a refrigeração artificial foi usada para produzir gelo e reduzir a dependência das condições climáticas. Embora os sistemas de expansão de ar, de absorção e de compressão mecânica de vapor estivessem disponíveis, suas utilizações em instalações comerciais e residenciais eram inviabilizadas pelos custos elevados e riscos que representavam aos usuários. Após a Segunda Guerra Mundial (1939– 1945) a indústria da refrigeração consolidou-se. Dois fatores foram determinantes: primeiro, o desenvolvimento, em 1930,

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dos refrigerantes cloro-fluor-carbono (CFC’s) que apresentavam índices baixos de toxicidade e periculosidade, adequados às instalações residenciais e comerciais; segundo, o surgimento do sistema selado de pequeno porte, com baixos custos de aquisição e operação, pois exigia pouca manutenção.

Tabela 1.1 – Processos de refrigeração, princípios de funcionamento e aplicações típicas.

Processos Princípio de funcionamento Aplicações típicas Compressão mecânica de vapor

Um fluido volátil (refrigerante primário) recebe calor e evapora em baixa pressão e temperatura.

Aparelhos de ar condicionado de janela, refrigeradores domésticos, sistemas comerciais e industriais de grande porte.

Absorção de vapor O vapor de um fluido volátil, absorvido por outro fluido em baixa pressão e temperatura, é destilado da solução sob alta pressão.

Em pequenos refrigeradores domésticos e em instalações de refrigeração e ar condicionado de grande porte.

Efeito termelétrico Uma corrente elétrica atravessa uma junção de dois metais diferentes (efeito Peltier) e produz resfriamento.

Pequenos instrumentos de medição, como os existentes para medir o ponto de orvalho do ar, e equipamentos eletrônicos.

Expansão de ar O ar em alta pressão, sofre expansão adiabática e realiza trabalho sobre um pistão, tem sua temperatura reduzida.

Resfriamento de aeronaves.

Ejeção de vapor A passagem de vapor em alta pressão através de um difusor provoca a evaporação da água dentro de um tanque, e reduz sua temperatura.

Sistemas de ar condicionado em navios.

1.1.1 Refrigeração por compressão mecânica de vapor

Vários estudiosos e empreendedores contribuíram para a evolução da refrigeração por compressão mecânica de vapor, seja descobrindo seus princípios físicos e/ou desenvolvendo e construindo equipamentos. O Dr. William Cullen era professor de química na Universidade de Endimburgo e conhecia a sensação de resfriamento que o éter provocava quando evaporava em contato com a pele. Em 1755, ele bombeou o vapor formado dentro de um vaso hermético contendo éter líquido e mergulhado em água. A temperatura no vaso baixava e a água congelava sobre sua superfície externa. Dois princípios sustentavam esse fenômeno:  Todo líquido tende a se transformar em vapor: dentro de um vaso hermético o líquido e seu vapor estão em equilíbrio termodinâmico na pressão de vapor saturado. Se vapor é bombeado a pressão diminui e mais líquido evapora;  Para um líquido evaporar ele deve absorver calor: o calor absorvido pelo líquido na mudança de fase sob pressão constante foi medido por Joseph Black e designado de calor latente, pois não há variação de sua temperatura. Em termos modernos, o calor latente é conhecido como entalpia de mudança de fase. Se uma fonte externa não fornece calor, este é retirado do próprio líquido, que tem sua temperatura reduzida. Em 1834, Jacob Perkins, foi o primeiro a fazer uma descrição completa do ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor tal como o conhecemos hoje. A máquina descrita e patenteada por Perkins é mostrada na Figura 1.3. O fluido volátil (éter) evapora ao receber calor da água existente no tanque. A bomba manual aspira e comprime o vapor até uma pressão em que ele possa ceder calor para a água de resfriamento no condensador e liquefazer. O líquido condensado escoa através do dispositivo de expansão, que mantêm a diferença de pressão entre o condensador e o evaporador. A pequena bomba existente acima do dispositivo de expansão serve para reposição da carga de refrigerante. Segundo relatos da época, a máquina de Perkins não despertou qualquer interesse comercial devido ao seu acionamento manual. Somente em 1857, James Harrison e Daniel Siebe fabricaram a primeira máquina de refrigeração por compressão mecânica de vapor que funcionou. A Figura 1.4 mostra uma dessas máquinas usadas para fabricação de gelo e cristalização de cera de parafina a partir do óleo de xisto. O ponto de ebulição normal do éter (34,5°C) ocorre em pressões de evaporação menores do que a pressão atmosférica. Por isso, há o perigo de entrada de ar no sistema, que misturado ao éter resulta numa mistura potencialmente explosiva. Em compensação, a pressão de condensação não é muita elevada; isso permite construções leves e pouco robustas do condensador. Em 1870, Carl Von Linde introduziu a amônia (NH3), que se tornou o refrigerante mais importante em instalações de grande porte, depois que algumas limitações mecânicas na construção do condensador foram superadas. Até a temperatura de –33oC as pressões de evaporação eram superiores à pressão atmosférica (1atm = 101,325 kPa). Entretanto, para a condensação era necessária pressão superior a 10 atmosferas, o que encarecia bastante a construção do condensador. Em 1886, Franz Windhausen de Berlim, introduziu o dióxido de carbono (CO2). A pressão de condensação era elevadíssima − superior a 80 atmosferas − o que exigia condensadores robustos e pesados. Entretanto, devido a seu baixo grau de periculosidade tornou-se o principal refrigerante usado em navegação por mais de 50 anos, só sendo substituído por outros refrigerantes em 1955. Nos anos 1929−30, Thomas Midgley, coordenou com uma equipe de pesquisadores e obteve um refrigerante bastante promissor, que se tornaria um dos fatores responsáveis pela expansão e consolidação da indústria da refrigeração: o diclorodifluormetano (CCl2F2), com ponto de ebulição –29,8°C à pressão atmosférica normal, tomou o nome comercial de Freon−12. Esses compostos químicos, derivados do metano e do etano, denominados hidrocarbonetos cloro-fluorados1, eram conhecidos desde o final do século 19; porém, suas propriedades como refrigerante só então foram investigadas.

1 Também denominados cloro-fluor-carbono ou hidrocarbonetos halogenados.

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Figura 1.3 – Máquina de refrigeração por compressão mecânica de vapor, idealizada por Jakob Perkins, conforme patente britânica número 6662 de 1834.

Figura 1.4 – Máquina de refrigeração por compressão mecânica de vapor, usando éter como refrigerante, idealizada por James Harrison e fabricada por Daniel Siebe em 1857.

A Figura 1.5 mostra o esquema do sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapor. Os componentes principais são: evaporador, compressor, condensador e dispositivo de expansão. No evaporador, a mistura líquido−vapor em baixa pressão remove calor da substância que se quer resfriar. Essa transferência de calor faz com que o líquido evapore. O compressor aspira vapor formado no evaporador, numa taxa suficiente para manter a pressão de evaporação, e o comprime até que sua temperatura seja maior do que a do fluido de resfriamento que escoa no condensador. No condensador, o vapor refrigerante rejeita calor para o fluido de resfriamento e liquefaz na pressão de condensação correspondente. No dispositivo de expansão, a pressão do líquido é reduzida até a pressão de evaporação para que ele possa ser reaproveitado no ciclo. O dispositivo de expansão é um controle de fluxo do refrigerante, que mantém a diferença de pressão entre o condensador (lado de alta pressão) e o evaporador (lado de baixa pressão) do sistema.

Figura 1.5 – Esquema do sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapor.

A compressão mecânica de vapor é um método eficiente para obter refrigeração artificial, porém: (a) a energia necessária à compressão geralmente é fornecida por um motor elétrico, que consome energia relativamente cara; (b) aumentar a pressão do refrigerante à custa da redução do volume de vapor requer uma quantidade de trabalho relativamente grande. Por isso, surgiram outros métodos artificiais de refrigeração.

1.1.2 Refrigeração por absorção de vapor

Uma forma de remover o vapor da superfície de um líquido é absorvendo−o por meio de uma substância com a qual ele reaja quimicamente e nela se dissolva facilmente: o vapor d’água é absorvido rapidamente pelo ácido sulfúrico. Este princípio foi usado em 1810 por John Leslie para produzir gelo artificialmente. Ele usou dois vasos conectados por um tubo: um contendo água e o outro ácido sulfúrico forte. Com o passar do tempo uma fina camada de gelo formava−se na superfície da água: a água evaporava pela redução da pressão de vapor sobre ela, que removia entalpia de vaporização do

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restante que permanecia líquido; a temperatura caía e a água congelava. Uma bomba de vácuo podia ser usada para remover o vapor formado e acelerar o processo. O método de Leslie tornou–se a base de várias máquinas comerciais para fabricação de pequenas quantidades de gelo. Entretanto, havia a necessidade de recargas periódicas de ácido sulfúrico. Para operar ininterruptamente havia necessidade de aspiração contínua de ácido sulfúrico do recipiente, de modo que a solução fosse concentrada por ebulição. Um equipamento desse tipo foi projetado por Windhausen em 1878 e obteve algum sucesso comercial, porém, nunca foi muito popular. Era usado para fabricar gelo e resfriar água. Neste sistema, a água atuava como refrigerante; o ácido sulfúrico era denominado absorvente. A Figura 1.6 mostra o esquema e os principais componentes do sistema de absorção. Comparando as Figuras 1.5 e 1.6, verifica−se que o condensador, o evaporador e a válvula de expansão existem em ambos os sistemas. Entretanto, o compressor é substituído por um conjunto composto de absorvedor, bomba de solução forte, trocador de calor e gerador. Esse conjunto retira o vapor em baixa pressão do evaporador e o entrega em alta pressão no condensador, tal qual faz o compressor. O absorvedor é alimentado com a solução fraca de água–amônia que absorve o vapor de amônia. A absorção da amônia pela água é um processo que libera grande quantidade de calor, e, se nenhum resfriamento for providenciado, a temperatura aumenta e o processo de absorção cessa. Geralmente, a mesma água usada para resfriar o condensador resfria antes o absorvedor, vinda de uma torre de resfriamento. A solução forte, formada no absorvedor, tem sua pressão elevada pela bomba e é descarregada no gerador depois de passar no trocador de calor. No gerador, a solução forte é aquecida e o vapor produzido é então retificado para que amônia quase pura seja descarregada no condensador. A solução fraca que é formada está quente. Por isso, um trocador de calor é interposto entre o gerador e o absorvedor a fim de aquecer a solução forte até a temperatura do gerador e resfriar a solução fraca até a temperatura do absorvedor. Para manter a diferença de pressão entre o gerador e o absorvedor é instalada uma válvula na tubulação da solução fraca um pouco antes da entrada do líquido no absorvedor.

Figura 1.6 – Principais componentes do sistema de refrigeração por absorção.

Em 1860, Ferdinand Carré construiu com sucesso um sistema de absorção de vapor que funcionava continuamente, como o mostrado na Figura 1.7, onde a amônia é o refrigerante e a água o absorvente. A água tem grande afinidade química com o vapor de amônia e o absorve com facilidade. Portanto, se o evaporador é conectado a um circuito de água que a coloca em contato direto com o vapor de amônia este é absorvido e sua pressão é reduzida. A entalpia de evaporação da amônia pode ser então usada para refrigeração de outras substâncias. A solução forte de água–amônia, formada no absorvedor, é bombeada para o gerador onde é destilada e retificada sob pressão na qual vapor de amônia condensa ao ceder calor para o meio externo. O processo de retificação permite obter vapor de amônia quase puro; entretanto, não é água pura o que retorna ao absorvedor e sim uma solução fraca de amônia dissolvida em água. O sistema desenvolvido por Carré durante muitos anos não sofreu modificações e foi um fato importante na história da refrigeração. Entretanto, quando os sistemas de absorção consolidaram seu sucesso surgiram os sistemas por compressão mecânica de vapor, que os relegaram ao segundo plano. Por muitos anos, o sistema de absorção foi usado somente em refrigeradores domésticos; porém, desde as duas grandes crises do petróleo nos anos de 1970, voltou a ser uma alternativa atraente para sistemas de grande porte. A Figura 1.8 mostra o esquema de um sistema de absorção usado ainda hoje em refrigeradores domésticos. Neste arranjo, a partes móveis (bomba de solução forte e válvula de expansão) foram eliminadas. A energia usada no gerador provinha da queima de gás ou querosene. Para uniformizar a pressão em todo o sistema Geppert usou a seguinte idéia: no lado de baixa pressão foi introduzido um gás não−condensável de modo que a pressão total fosse igual no condensador e no gerador. Inicialmente se usou ar; entretanto, as taxas de evaporação obtidas foram muito baixas.

Em 1922, Carl Munters e Balzar von Platen (Real Instituto de Tecnologia, Estocolmo, Suécia), construíram um sistema em que o hidrogênio foi usado como gás não–condensável e sua circulação entre o evaporador e o absorvedor era assegurada pela diferença de densidade causada por diferentes concentrações de amônia na solução. Além disso, eles

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usaram o princípio de percolação2 para elevar a solução forte até o separador e obter a pressão hidrostática necessária para alimentar a solução fraca no absorvedor. Assim, os sistemas selados de amônia foram possíveis muito antes dos sistemas selados por compressão mecânica de vapor, e seu uso em refrigeradores domésticos foi um verdadeiro sucesso. Entretanto, o desenvolvimento de sistemas selados por compressão de vapor, mais uma vez relegou os sistemas de absorção ao plano secundário.

Figura 1.7 – Máquina de refrigeração por absorção de vapor de Ferdinand Carré.

Figura 1.8 – Esquema do sistema de absorção para refrigerador doméstico.

A Figura 1.9 mostra o esquema da máquina de refrigeração por absorção de vapor usando a solução de brometo de lítio−água. O brometo de lítio (Li-Br) puro é sólido e se misturado adequadamente com água forma uma solução aquosa homogênea. Nesse caso, a água é o refrigerante e a solução de brometo de lítio o absorvente. O funcionamento é semelhante ao do sistema água−amônia. Entretanto, como o brometo de lítio não é volátil, na saída do gerador forma–se somente vapor d’água tornando dispensável o uso do retificador. Máquinas modernas, baseadas no esquema da Figura 1.9, reúnem o gerador com o condensador e o evaporador com o absorvedor, resultando em equipamentos compactos de custo reduzido e alta eficiência. O sistema de brometo de lítio é indicado para obtenção de água gelada em sistemas de ar condicionado de grande porte (100 a 1.200 TR). Os primeiros sistemas por absorção de vapor usavam o carvão como combustível para aquecimento do gerador; eventualmente, vapor quente proveniente de uma caldeira era utilizado. Atualmente, esses sistemas queimam gás natural ou óleo combustível para gerar calor. O aproveitamento de energia residual de outros sistemas térmicos também está sendo muito difundido em sistemas de co-geração.

SISTEMA DE ABSORÇÃO COM USO DE VAPOR

Figura 1.9 – Esquema do sistema de absorção com solução de H2O−LiBr.

2 Percolação é ...

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1.1.3 Refrigeração por expansão de ar

Quando o ar em alta pressão é expandido adiabaticamente, de modo que realize trabalho sobre um pistão, sua temperatura é reduzida em decorrência da redução de sua energia interna. Esse princípio, conhecido desde o século 18, foi usado em 1828 por Richard Trevithick para descrever um processo de refrigeração. A Figura 1.10 mostra o princípio de funcionamento da máquina de refrigeração de expansão de ar com ciclo aberto. O ar da câmara fria é conduzido para o interior de um cilindro onde é comprimido. Durante o processo a temperatura do ar aumenta com o aumento da pressão. O ar quente passa então através de um trocador de calor onde sua temperatura é reduzida pela água de resfriamento. O ar comprimido é expandido dentro de um cilindro realizando trabalho sobre o pistão e tem sua temperatura reduzida. O ar frio é descarregado na câmara onde resfria os produtos armazenados. O trabalho realizado pelo ar sobre o cilindro de expansão é usado para fornecer parte do trabalho necessário à movimentação do compressor. A máquina a vapor usada para movimentar o compressor era montada geralmente na mesma base dos cilindros de compressão e de expansão e estava diretamente acoplada neles. O sistema aberto foi, por mais de 20 anos, o principal método de refrigeração do setor naval, e durante esse tempo ele foi melhorado em diversos aspectos. A Figura 1.11 mostra um modelo da primeira máquina de refrigeração por expansão de ar que foi construída por John Gorrie, em 1844, na Flórida. Muitos a consideram o primeiro refrigerador bem sucedido. Em 1862, Alexander Carnegie Kirk idealizou um sistema de refrigeração baseado no ciclo reversível de Stirling. Depois de Kirk, os inventores retornaram à idéia original de Gorrie, bem mais simples, e em 1875, Paul Giffard construiu o primeiro modelo de ciclo aberto de refrigeração.

Figura 1.10 – Esquema simplificado do ciclo aberto de refrigeração por expansão de ar.

Figura 1.11 – Primeira máquina de refrigeração por expansão de ar (Flórida, EUA).

Atualmente, o sistema de expansão de ar com turbo-expansor é usado para resfriar cabinas de aeronaves. Uma vantagem deste sistema é que ele não utiliza partes móveis tipo cilindro−pistão para comprimir e expandir o ar. A Figura 1.12 mostra seu esquema. No ponto 0, o ar ambiente em velocidade subsônica, que circunda a aeronave em alta altitude, é forçado para dentro da turbina e sua pressão aumenta do ponto 0 ao ponto 1. O ar é comprimido até o ponto 2, elevando sua temperatura. No trocador de calor, o ar aquecido do ponto 2 libera calor para a corrente de ar extraída pelo ventilador, alcançando o ponto 3. Ao passar pelo turbo–expansor tem sua temperatura reduzida até o ponto 4, e então é descarregado na cabina para resfriar a aeronave. Depois de remover calor da cabina o ar é descarregado na atmosfera. Isto caracteriza um ciclo aberto, visto que nenhum ar é recirculado.

Figura 1.12 – Sistema de expansão de ar usado em resfriamento de cabinas de aeronaves.

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1.1.4 Refrigeração por efeito termelétrico

Este método de refrigeração é baseado numa descoberta de Peltier em 1834: quando uma corrente elétrica percorre um circuito composto de dois metais diferente uma das junções é resfriada e a outra é aquecida. Com metais puros este efeito é comparativamente pequeno e é em grande parte encoberto pelo aumento de temperatura devida à resistência dos condutores e pela condução de calor entre a junção quente e a fria. Apesar disso, usando bismuto e antimônio, Lenz fabricou uma pequena quantidade de gelo em 1838. Nos metais puros a condutibilidade térmica reduzida está relacionada com a baixa condutibilidade elétrica, de modo que se metal puro for usado à condução de calor de uma junção para outra é pequena, mas a perdas devido à resistência são grandes. A efetividade depende principalmente da potência termelétrica, que nos metais puros é muito pequena. Em anos recentes alguns semicondutores com elevada potência termelétrica foram desenvolvidos, tornando possível a construção de pequenos refrigeradores. Os semicondutores podem ser de dois tipos: tipo-n se a corrente é conduzida pelos elétrons e tipo-p se não o é. Estes são fabricados pela contaminação da substância pura com pequenas quantidades de impurezas para fornecer os condutores de corrente. O semicondutor mais usado atualmente para fins de refrigeração é bismuto-telúrio (Bi2 Te3). Um elemento de refrigeração é mostrado na Figura 1.13, composto de materiais tipo-n e tipo-p. Os dois blocos são montados em um circuito usando elementos de cobre como condutor. Aqui, o próprio cobre não toma parte no processo agindo somente como um condutor. É necessária uma fonte de corrente contínua de baixa voltagem. Visto que cada elemento utiliza somente uma fração de Volt, vários deles são conectados em série para formar um módulo ficando as junções quentes de um lado e as frias do outro.

Figura 1.13 – Esquema do sistema de refrigeração usando o princípio termelétrico.

1.1.5 Refrigeração por ejeção de vapor

O equipamento usado no sistema de ejeção de vapor é o ejetor ou termocompressor, inventado por Sir Charles Parsons, usado originalmente para bombear ar para fora dos condensadores em instalações de potência de vapor. Seu esquema é mostrado na Figura 1.14. Vapor em alta pressão vindo da caldeira passa por um bocal onde adquire alta velocidade e sua quantidade de movimento induz uma pressão baixa no evaporador por aspiração. A baixa pressão facilita a evaporação de água, que ao mudar de fase resfria a água que permanece no fundo do evaporador. A mistura de vapor vindo do bocal com o produzido no evaporador tem sua velocidade reduzida no difusor, causando o aumento de pressão suficiente para condensá-lo ao ter calor latente removido pela água de resfriamento. Parte do vapor condensado vai para a bomba de alimentação da caldeira e o restante segue para repor a água no evaporador.

Figura 1.14 – Esquema do sistema de refrigeração por ejeção de vapor.

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1.1.6 Unidades de capacidade de refrigeração

O trabalho realizado por um sistema de refrigeração corresponde ao calor transferido para o refrigerante no seu evaporador pelos corpos ou substâncias resfriadas. Esta quantidade de calor é denominada capacidade de refrigeração, e é normalmente expressa nas seguintes unidades: 1 kW = 860 kcal/h = 3.412 Btu/h. Na prática, a capacidade de refrigeração pode variar desde uns poucos microwatts até vários megawatts em instalações de grande porte. 3este curso, as unidades do Sistema Internacional SI serão preferencialmente usadas. Entretanto, uma unidade historicamente importante deve ser mencionada, a Tonelada de Refrigeração [TR]. A princípio esta unidade foi quantificada como sendo a quantidade de calor retirada de uma tonelada curta (2000 lb) de água à 0oC, para produzir igual quantidade de gelo na mesma temperatura no período de um dia. Posteriormente, foi definida exatamente pela ASRE (American Society of Refrigerating Engineers) como: 1 TR = 12.000 Btu/h = 200 Btu/min. Em termos de outras unidades: 1 TR = 3,51685 kW = 3.023,95 kcal/h. A TR é usada para indicar o tamanho de uma instalação de refrigeração, por exemplo, 5 TR (pequeno porte), 300 TR (médio porte) ou 2000 TR (grande porte). Para produzir 1 TR necessita-se em média de 1 hp de potência (NOTA: esta relação é somente uma aproximação e não deve ser usada para estimativas de consumo de energia).

1.2 Introdução à climatização

A função dos sistemas de climatização (ar condicionado) é obter, e manter dentro de limites pré−determinados, os parâmetros ambientais: temperatura, umidade relativa, limpeza e velocidade relativa de ar, nível de ruído e diferencial de pressão entre o ambiente condicionado e sua vizinhança. Para obter o efeito desejado, equipamentos de resfriamento e/ou aquecimento, ventiladores, dutos de ar, tubulações de água e acessórios, devem ser instalados de modo conveniente, a fim de que o sistema resultante possa: (a) Tratar o ar, ou seja, aquecer ou resfriar, umidificar ou desumidificar, filtrar e purificar o ar; (b) Distribuir e insuflar o ar tratado em ambientes condicionados; (c) Prover ar externo suficiente para ventilação, ou seja, para renovação de ar; e (d) Consumir um mínimo de energia sem comprometer o desempenho.

1.2.1 Classificação e aplicações

Os sistemas de ar condicionado são classificados de acordo com a finalidade em sistemas para conforto e para processo. A Tabela 1.2 lista as aplicações típicas dos sistemas de ar condicionado: os sistemas de conforto tratam o ar a fim de manter o conforto térmico e preservar a saúde das pessoas durante suas atividades no ambiente condicionado; os de processo tratam o ar para manter o controle de condições adequadas aos processos de fabricação, armazenamento de produtos ou quaisquer outros processos ligados à indústria.

Tabela 1.2 – Aplicações típicas dos sistemas de ar condicionado.

CONFORTO Setor comercial Prédios de escritórios, supermercados, lojas de departamentos, shopping-centers,

restaurantes, etc. Setor público Estádios, bibliotecas, museus, cinemas, igrejas, teatros, salas de concerto, centros

de recreação e lazer, etc. Setor residencial e serviços Hotéis, motéis, prédios de apartamentos, residências particulares, etc. Setor de saúde Hospitais, centros de recuperação, centros cirúrgicos, unidades de terapia intensiva

(UTI), etc. Setor de transporte Aeronaves, automóveis, transporte público (metrô), ferroviário, etc.

PROCESSOS Indústria têxtil Muitas fibras naturais e/ou manufaturadas são higroscópicas (absorvem umidade).

Por isso, nos processos de fabricação a umidade relativa do ambiente deve ser rigorosamente controlada.

Indústria de eletro-eletrônicos Fazem uso de salas-limpas onde a temperatura, a umidade relativa, e a granulometria das partículas em suspensão no ar são rigorosamente controladas.

Indústria de mecânica de precisão A fabricação e a utilização de instrumentos de precisão, geralmente necessitam de controle rigoroso da temperatura.

Indústria química e farmacêutica Geralmente os processos de fabricação necessitam de controle de temperatura, umidade relativa e nível de contaminação do ar.

Indústria de alimentação A indústria de alimentos perecíveis congela os alimentos para manter suas qualidades nutritivas. Entrepostos frigoríficos preservam essa qualidade durante o transporte até os pontos de consumo. São controladas a temperatura e a umidade relativa.

1.2.2 Histórico sucinto

Nos sistemas antigos de condicionamento de ar um ventilador forçava um fluxo de ar que entrava em contato direto com as barras de gelo, como mostra o esquema Figura 1.15. A película líquida sobre o gelo evaporava na corrente de ar e aumentava sua umidade relativa. Assim, antes de insuflá-lo no ambiente era necessário desumidificar o ar colocando-o em contato com uma solução de cloreto de cálcio para reduzir sua umidade. A Figura 1.16 mostra um sistema de resfriamento em que o ar não entra em contato direto com a superfície úmida do gelo. Nesse caso, não haveria problema de

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elevação da umidade relativa já que o contato térmico entre a água (bombeada através de tubulações) e o ar se dava numa serpentina. Nesse caso, o ar podia ser inclusive desumidificado. Entre os anos de 1920 e 1940 vários desses sistemas foram instalados nos Estados Unidos. O gelo era reposto quando já tinha derretido de 80 a 90 % do volume total.

Figura 1.15 – Resfriador de ar com gelo (1865).

Figura 1.16 – Banco de gelo para resfriamento indireto do ar.

Em 1901, Willis H. Carrier (1876−1950) graduou-se na Universidade de Cornell e foi trabalhar na Buffalo Forge Company. Ele observou que um sistema de climatização não podia ser projetado e instalado satisfatoriamente devido à imprecisão dos dados e fórmulas disponíveis para os cálculos. Para obter curvas de desempenho de equipamentos e estabelecer bases teóricas confiáveis ele desenvolveu as primeiras pesquisas de laboratório na indústria de ventilação e aquecimento.

Em 1902, projetou e instalou numa indústria norte−americana de litografia um sistema de climatização que permitia controle de aquecimento, resfriamento, umidificação e desumidificação do ar, para resolver o problema da interferência de cores nos impressos gráficos sobre embalagens de papelão, que variavam de tamanho, devida às mudanças sazonais nas condições climáticas.

Em 1904, Carrier adaptou bocais atomizadores e desenvolveu eliminadores de gotas para os lavadores de ar, para controlar a temperatura de ponto de orvalho por meio de aquecimento ou resfriamento nos sistemas com recirculação de água. Em 1911, num encontro da ASME (American Society of Mechanical Engineers), apresentou seu artigo denominado “Rational Psychrometrics Formulae” no qual relacionava as temperaturas de bulbo seco, bulbo úmido e ponto de orvalho do ar com cargas térmicas sensível, latente e total, e, além disso, estabelecia a teoria de saturação adiabática. As fórmulas e a carta psicrométrica apresentadas tornaram−se base de todos os cálculos fundamentais em condicionamento de ar, proporcionando um crescimento significativo do emprego desses sistemas em ambientes industriais.

Em 1922, a máquina de refrigeração centrífuga de Carrier, juntamente com os refrigerantes que evaporam em baixa pressão, tornou os resfriadores de água, para aplicações industriais e comerciais de porte médio e grande, atrativos tanto do ponto de vista técnico como econômico. Embora os sistemas de climatização para conforto já fossem instalados desde 1890, com o trabalho de Carrier tomaram um impulso extra. Nenhum grande progresso foi feito na área de refrigeração mecânica até o final daquele século. Mesmo assim, diversas instalações de condicionamento de ar projetadas cientificamente entravam em funcionamento.

Em 1902, Alfred Wolff projetou e instalou um sistema de 400 TR para o 3ew York Stock Exchange, que funcionou por quase 20 anos. Em 1908, o The Boston Floating Hospital foi o primeiro hospital a ser equipado com um sistema moderno de condicionamento de ar. Concluído em 1928, o The Milam Building, um edifício de escritórios, projetado e construído em San Antônio, Texas, seguiu especificações para uso de um sistema de condicionamento de ar para conforto.

Em 1924, o sistema de controle por by−pass de ar inventado por L. Logan Lewis, resolveu o problema de controle de umidade do ambiente condicionado em cargas térmicas parciais. No final dos anos 20, a Frigidaire lançou o primeiro ar condicionado de janela.

Entretanto, ainda havia um fator restritivo: o grau elevado de periculosidade dos refrigerantes usados na época, que inviabilizavam técnica e economicamente a fabricação de sistemas de refrigeração seguros. A solução surgiu em 1930, quando Thomas Midgley Jr apresentou o dicloro-difluor-metano (CFC−12), com características de segurança e periculosidade aceitáveis para uso nos compressores alternativos, em aplicações comerciais e residenciais de porte médio e pequeno. Isto logo possibilitou que os fabricantes produzissem condicionadores de ar em massa que usavam o CFC−12. Esses refrigerantes cloro-fluor-carbono eram também usados em compressores centrífugos, que necessitavam da metade do número de rotores para ter o mesmo desempenho que tinham quando usavam outros refrigerantes. Walter Jones introduziu as aletas nos trocadores de calor do tipo casco−tubos, permitindo grande economia de espaço e material. Outras descobertas dos anos 30: o primeiro sistema de condicionamento de ar residencial com o ciclo de refrigeração por absorção usando brometo de lítio foi introduzido em 1931 por Servel; unidade de resfriamento por ejeção de vapor para vagões de

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passageiros foi introduzida por Carrier em 1931; a General Electric introduziu a bomba de calor na metade dos anos 30; o filtro de ar eletrostático foi desenvolvido pela Westhinghouse; Charles 3eeson da Airtemp inventou o compressor radial de alta-velocidade e W.B. Connor descobriu que os odores do ar podem ser removidos usando carvão ativado. Com o final da II Guerra Mundial a tecnologia do condicionamento de ar avançou rapidamente: bombas de calor com rejeição para o ar; resfriadores de água de grande porte usando absorção com brometo de lítio; condicionadores de ar automotivos; condicionadores de ar unitários e de gabinete (self−contained); pequenos resfriadores de água que usavam sistemas de absorção de amônia instalados externamente; purificadores de ar; unidades de resfriamento de cabinas de aeronaves usando ciclo de expansão de ar; etc. Atualmente, o melhoramento de produtos já existentes e o desenvolvimento de novos produtos incluem: sistema central de duto−duplo para edifício de escritórios; introdução de compressores alternativos herméticos em unidades de grande capacidade de refrigeração; retomada do aquecimento usando energia elétrica; uso da bomba de calor para recuperar energia em grandes edifícios; aplicação de filtros eletrostáticos em sistemas residenciais; estudo de terminais de volume de ar variável para uso com condicionadores de gabinete; instalações centrais de aquecimento e de resfriamento para shopping-centers, universidades, edifícios de apartamentos e de escritórios; prevenção da Síndrome dos Edifícios Doentes (SED’s); controles digitais computadorizados; etc.

1.2.3 Sistema básico de ar condicionado

A Figura 1.17 mostra o esquema de um sistema básico de condicionamento de ar. A radiação solar incidente e as cargas internas sempre impõem ganhos de calor ao ambiente, que deve ser mantido em condições de temperatura e umidade compatíveis com as atividades que nele se desenvolvem. A transferência de calor através dos componentes da estrutura da edificação devida à diferença de temperatura e a energia associada à infiltração e/ou exfiltração de ar, podem representar ganhos e/ou perdas de calor para o ambiente condicionado. As taxas de remoção de calor no condicionador não podem ser calculadas considerando somente as cargas térmicas associadas ao ambiente condicionado. As parcelas de calor sensível e latente do ar exterior e de outros componentes da carga térmica também devem ser consideradas. Devem ser observados itens como: ganhos de calor dos ventiladores de insuflação e retorno, ganhos ou perdas de calor nos dutos que conduzem o ar, fugas de ar nos dutos e/ou na fronteira do espaço condicionado, tipo de sistema de retorno de ar, e as condições atuais existentes no ambiente em contraste com as que existirão depois da climatização. Todos esses fatores estão relacionados para estabelecer o tamanho dos equipamentos e o arranjo do sistema.

1.3 Relação entre refrigeração e ar condicionado

As áreas de refrigeração e ar condicionado são correlatas, embora cada uma tenha seu campo de atuação específico, como mostra a Figura 1.18. A aplicação mais comum da refrigeração é em sistemas de ar condicionado para conforto ou processo. Os engenheiros podem atuar em pesquisa, desenvolvimento de produtos e equipamentos ou ainda em projetos de sistemas. Embora um engenheiro possa transitar livremente entre as três áreas distintas mostradas na Figura 1.19, a atuação de firmas comerciais tende a se agrupar quer na área de ar condicionado (conforto) quer na de refrigeração industrial (processo). Nesta última, as temperaturas de trabalho podem chegar a ˘60 oC. Processos que exigem temperaturas inferiores a esta, como instalações de separação de oxigênio e de hidrogênio do ar, são objetos de estudo de uma área específica de refrigeração denominada criogenia.

Figura 1.17 − Sistema básico de ar condicionado.

Figura 1.18 – Relação entre as áreas de refrigeração e ar condicionado.

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U1IDADE 2 EQUIPAME1TOS, ACESSÓRIOS E FLUIDOS REFRIGERA1TES EM REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO MECÂ1ICA DE VAPOR

Os equipamentos e acessórios dos sistemas de refrigeração são fabricados em tamanhos padronizados e produzidos em escala industrial. Geralmente, pertencem a uma família de produtos que têm seus desempenhos especificados nos catálogos de fabricantes. Em instalações de grande porte podem ser produzidos a fim de atender um projeto especial. Isso é particularmente verdadeiro no caso dos evaporadores que tomam formas diferentes de acordo com o produto a ser resfriado. Entretanto, na maioria das instalações até mesmo o evaporador tende a ser um equipamento padronizado. A seleção de equipamentos e acessórios e sua integração em um sistema de refrigeração são feitas pelos fabricantes de aparelhos e utensílios, que, em determinados casos, podem produzir alguns desses componentes, como acontece com geladeiras e aparelhos de janela. Entretanto, apesar dos sistemas montados em fábrica, a maioria das instalações de refrigeração é construída por empreiteiras, algumas vezes mediante seu próprio projeto e outras seguindo o projeto de um consultor contratado pelo cliente. Geralmente, a empresa contratada faz a compra dos equipamentos, acompanha a entrega, monta a instalação e a coloca em funcionamento, ou seja, introduz a carga de refrigerante, ajusta os controles, etc, cuidando para que tudo funcione adequadamente. Durante esse período o corpo técnico do cliente é treinado na operação da instalação.

2.1 Compressores

A função dos compressores nos sistemas de refrigeração é: (1) aspirar vapor em baixa pressão na mesma taxa em que é produzido no evaporador, (2) aumentar sua pressão, e (3) descarregá-lo no condensador onde será liquefeito ao rejeitar calor para o fluido de resfriamento, geralmente, ar ou água. São classificados em compressores de deslocamentos positivo e dinâmicos. Os de deslocamento positivo aspiram vapor para dentro de um espaço confinado que terá seu volume reduzido causando um aumento de pressão; a redução periódica do volume descarrega o vapor em pulsos de pressão. Os compressores alternativos, rotativos, parafuso e scroll são desse tipo. Os dinâmicos aumentam a pressão do refrigerante pela transferência contínua de momento angular de um rotor para o vapor, convertendo posteriormente esse momento em aumento de pressão. O fluxo pode ser radial ou axial. Na maioria das aplicações em refrigeração o fluxo é radial e os compressores são denominados turbocompressores. Os centrífugos funcionam dessa maneira. De acordo com suas características construtivas os compressores podem ser abertos, semi−herméticos e herméticos (selados). A principal característica dos compressores abertos é que o seu eixo de manivelas atravessa o bloco de modo que o acionamento seja feito por um motor elétrico ou de combustão interna através de acoplamento direto ou por meio de polias e correias. Além disso, são desmontáveis e podem ter suas peças substituídas em decorrência de desgaste ou defeito e um retentor mecânico previne os vazamentos de refrigerante entre o eixo de manivelas e o bloco.

2.1.1 Compressores alternativos

A Figura 2.1 ilustra o ciclo de trabalho de um compressor alternativo monocilíndrico com o pistão posicionado em quatro pontos de seu curso, correspondentes aos processos de expansão, aspiração (sucção), compressão e descarga. Além disso, são apresentados dois gráficos: pressão no interior do cilindro × posição do eixo de manivelas e pressão no interior do cilindro × volume no interior do cilindro.

EXPANSÃO → A-B No ponto A, o pistão encontra-se no PMS (ponto morto superior) de seu curso. O giro do eixo de manivelas inicia o movimento descendente do pistão. As válvulas de sucção e de descarga estão fechadas. À medida que o volume no interior do cilindro aumenta a pressão é reduzida, até atingir o ponto B.

ASPIRAÇÃO → B-C No ponto B, a pressão no interior do cilindro é um pouco inferior à pressão da câmara de aspiração; a válvula de sucção se abre por diferença de pressão e o vapor penetra no cilindro até que o pistão atinge o ponto C. Durante a aspiração o volume no interior do cilindro aumenta e a pressão se mantém constante.

COMPRESSÃO → C-D No ponto C, o pistão está no PMI (ponto morto inferior) de seu curso. O giro do eixo de manivelas inicia o movimento ascendente do pistão. As válvulas de sucção e descarga estão fechadas. A redução do volume no interior do cilindro provoca um aumento de pressão até que o pistão atinge o ponto D.

DESCARGA → D-A No ponto D, a diferença de pressão provoca a abertura da válvula e o vapor é descarregado na câmara de descarga. Durante a descarga o volume no cilindro diminui e a pressão permanece constante até que o pistão alcança o ponto A, para reiniciar o ciclo. Ao final do ciclo o eixo de manivelas executou uma rotação completa.

Ao final da descarga sempre restará no cilindro certa quantidade de vapor: é impossível fabricar um pistão que faça a varredura de todo o volume interno do cilindro. É necessário reservar espaço para acomodar as válvulas de sucção e descarga e ainda existem as tolerâncias normais de fabricação. Esse volume (teoricamente indesejável e impossível de ser eliminado na prática) denomina−se volume nocivo ou volume de espaço morto. Nos compressores modernos de alta rotação o volume nocivo é cerca de 3 a 4 % do volume deslocado pelo pistão. Por causa do vapor contido nesse espaço nocivo a

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pressão no cilindro não alcança imediatamente a pressão de sucção no curso descendente do pistão, ocorrendo primeiro um processo de expansão até o ponto B: enquanto a pressão dentro do cilindro for maior do que a pressão na câmara de sucção essa válvula não se abre. O resultado disso é que em vez do volume de vapor aspirado ser igual ao deslocado (VC−VA) um volume menor (VC−VB) é aspirado. É desejável que o volume nocivo seja o menor possível para que o volume aspirado seja máximo. Isso influencia a escolha dos tipos de válvulas de aspiração e descarga que podem ser usadas.

Figura 2.1 – Processos do ciclo de trabalho de compressores alternativos.

A Figura 2.2 mostra o corte longitudinal de um compressor alternativo aberto de amônia. A válvula de aspiração está posicionada no topo do pistão e se abre durante seu curso descendente. A válvula de descarga está posicionada no cabeçote, que é pressionado contra o cilindro por uma mola de segurança: no caso de compressão de líquido o cabeçote se desloca permitindo que o vapor seja descarregado sem danificar o compressor com o golpe de líquido. O resfriamento do cilindro e do cabeçote é realizado com camisas de água devido à elevada temperatura de descarga da amônia.

Figura 2.2 – Corte longitudinal de um compressor alternativo aberto para amônia.

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A Figura 2.3 mostra um pequeno compressor do tipo aberto para CFC’s3. Quando estes refrigerantes foram introduzidos, por volta de 1930, as válvulas de sucção e descarga tradicionais usadas com amônia não eram adequadas; a densidade de vapor dos CFC’s era muito maior e causava perdas de carga excessivas no escoamento, aumentando as necessidades de potência dos motores que os acionavam. Nessas válvulas a abertura deve ser maior do que para a de amônia; além disso, a pressão das molas foi suavizada e a massa das partes móveis foi reduzida. A prevenção de vazamentos de CFC’s mostrou−se mais difícil do que para a amônia. Devido ao seu elevado peso molecular e considerando as mesmas tolerâncias e diferenças de pressão, a vazão mássica através das folgas era maior do que para a amônia devida à poderosa ação solvente desses refrigerantes, que não permitiam que essas folgas fossem vedadas pelo óleo lubrificante. Além disso, como eram mais caros os vazamentos que ocorriam causavam um prejuízo enorme. Para superar esses problemas selos mecânicos de vedação de eixo passaram a ser usados.

Figura 2.3 – Compressor alternativo aberto de pequeno porte para refrigerantes clorofluorados: diâmetro do cilindro 41 mm, curso do pistão 38 mm, 850 r.p.m.

Em compressores que usam CFC’s um problema especial é causado pela solubilidade de seus vapores no óleo lubrificante. Quando o compressor não está operando a pressão dentro do bloco (incluindo o cárter) é relativamente alta e o óleo está frio. Nessas condições o vapor se dissolve facilmente no óleo. Quando o compressor entra em operação, esta pressão cai e a temperatura do óleo aumenta. O vapor é liberado rapidamente da solução e produz espuma na superfície do óleo que pode penetrar nos cilindros através dos canais de equalização de pressão. Esse fenômeno, freqüentemente audível, é conhecido como “batidas” e ocorre logo depois que o compressor é acionado. Para evitar esse efeito indesejável a mistura óleo−refrigerante presente no cárter é aquecida por uma pequena resistência elétrica durante as paradas do compressor. Algum tempo depois da partida do compressor, quando o óleo se aquece e o refrigerante é a amônia ou o HCFC−22, há necessidade de resfriar o óleo para não comprometer sua viscosidade. Outro fator que pode comprometer a viscosidade do lubrificante é a quantidade de refrigerante dissolvido. O problema do vazamento de refrigerante no eixo de manivelas do compressor foi satisfatoriamente superado com os selos mecânicos que eliminaram a necessidade de cuidados diários. Entretanto, os selos mecânicos bem como as tensões das correias ainda precisavam de cuidados se bem que em intervalos de tempo maiores. Para os refrigeradores domésticos isso era uma desvantagem significativa. Alguns fabricantes eliminaram as correias fazendo o acoplamento direto entre o motor e o compressor, porém ainda restava o selo mecânico. Somente com a introdução dos compressores herméticos o selo mecânico foi totalmente eliminado. Nesse caso, o compressor é acoplado diretamente no eixo do motor elétrico e esse conjunto é instalado dentro de um casco de aço fechado por solda, como mostra a Figura 2.4. As conexões das tubulações de aspiração, descarga e carga de refrigerante são soldadas ao casco. Os fios de alimentação do motor elétrico atravessam o casco através de terminais selados, inicialmente com buchas de borracha sintética e atualmente com cerâmica fundida. As cargas de refrigerante e de lubrificante em condições normais de uso não precisam de reposição. Os primeiros compressores herméticos usavam como refrigerante o dióxido de enxofre; depois, por um longo período, o CFC−12 foi utilizado. Atualmente, o HFC−134a tem substituído o CFC−12 em virtude das recomendações do Protocolo de Montreal com relação aos danos causados por esse último à camada de ozônio da atmosfera terrestre. Nos primeiros projetos de compressores selados, o estator do motor elétrico era encostado ao casco de modo a prover alguma troca de calor por condução deste para o casco e por convecção para o ar exterior. Restava, porém, o problema do resfriamento do rotor, que foi superado pela passagem do refrigerante aspirado através dele. Nos projetos atuais o conjunto motor elétrico−compressor é montado dentro do casco selado sobre molas e amortecedores para reduzir a vibração e o ruído. Desse modo, o resfriamento do conjunto motor−compressor é feito exclusivamente pelo refrigerante e

3 CFC’s designa os fluidos refrigerantes compostos de carbono, cloro e flúor.

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pelo óleo lubrificante. Esse aquecimento adicional do vapor refrigerante aumenta seu volume específico na aspiração do compressor e reduz sua vazão mássica. Nos compressores herméticos é impossível realizar manutenção sem cortar o casco. Quando o sistema de refrigeração é montado em fábrica, todos os cuidados com a limpeza são observados e o compressor funciona sem problemas até o fim da vida útil do sistema. Entretanto, para montagens em campo os mesmos padrões de fábrica não são obtidos e freqüentemente é necessário abrir o compressor para manutenção. Deste modo, surgiram os compressores semi−herméticos incorporando características dos abertos e dos herméticos.

Figura 2.4 – Compressor alternativo hermético.

A Figura 2.5 mostra uma vista em corte de um compressor semi−hermético. As tampas e as placas de válvulas podem ser removidas para inspeção e serviços. O motor é resfriado parcialmente pelo vapor aspirado e também através do estator em contato com a carcaça aletada. São fabricados em tamanhos maiores do que os herméticos e alguns fabricantes oferecem a opção de compressores abertos e herméticos de mesma capacidade de refrigeração.

Figura 2.5 – Compressor semi-hermético: 6 cilindros com arranjo em W (Fabricante Bitzer).

Um fator que limita o uso de compressores herméticos e semi−herméticos em sistemas de grande porte é que na eventualidade de queima do motor elétrico os produtos da decomposição do isolamento contaminam todo o sistema. Neste caso, o sistema deve ser totalmente limpo e todo o refrigerante substituído antes de entrar novamente em operação. Geralmente, os compressores comerciais de pequeno porte são fornecidos com válvulas de serviço na sucção e na descarga, como mostra a Figura 2.5. Essas válvulas permitem que os manômetros sejam temporariamente conectados para fins de diagnóstico de funcionamento do sistema. Na eventualidade de um serviço no compressor essas válvulas devem ser fechadas. A Figura 2.6(a) mostra a válvula na condição normal de operação: a conexão para o manômetro está fechada e a

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conexão para o condensador ou evaporador está aberta. A abertura na válvula coincide com a de sucção ou descarga do compressor. A Figura 2.6(b) mostra a posição da válvula isolando o compressor do sistema para reparo. Para efetuar o teste de pressão o manômetro é conectado e a válvula na posição (a) está aberta o suficiente para a pressão ser verificada.

Figura 2.6 – Válvulas de serviço para compressores de pequeno porte.

Os compressores alternativos são usados: (a) Como compressores de simples estágio, em sistemas de estágio único de compressão para obtenção de temperaturas relativamente baixas (−20 a 0°C) e em aplicações de ar condicionado, mas podem também alcançar temperaturas de −35°C com temperatura de condensação de + 35°C, dependendo do refrigerante usado; (b) Como booster em sistemas com mais de um estágio de compressão (multipressão) para obtenção de baixas temperaturas: −65°C com HCFC−22 e −54°C com amônia. O booster eleva a pressão do refrigerante até um ponto em que a compressão de alta pressão seja realizada em único estágio, sem que a razão de compressão da máquina seja excedida; e (c) Como compressor de duplo estágio para obtenção de baixas temperaturas (−30 a −60°C) com HCFC−22 ou amônia. Os cilindros do compressor são divididos em grupos: a vazão volumétrica é combinada e balanceada com a razão de compressão para obter dois estágios efetivos de compressão. A capacidade de refrigeração dos compressores alternativos alcança até 200 TR (700kW). Em aplicações de conforto e processo utilizam refrigerante HCFC-22, HFC-134a, HFC-404A, HFC-407A e HFC-407C. Em aplicações industriais usa-se geralmente R-717 (amônia) por não causar depleção da camada de ozônio. Os projetos de compressores alternativos alcançaram sua maturidade e pouco pode ser feito para melhorá-los. Embora largamente usados em sistemas de refrigeração de pequeno e médio porte, estão gradualmente sendo substituídos pelos compressores rotativos, scroll e parafuso. Os compressores são selecionados pela capacidade máxima de refrigeração que devem atender. Entretanto, nem sempre durante seu tempo de funcionamento é necessário que operem sob potência máxima. Por isso, há necessidade de um controle de capacidade de refrigeração para adequar o sistema às exigências das cargas parciais. Um sistema ideal de controle de capacidade de refrigeração deve apresentar as seguintes características de operação, que, de modo geral, não ocorrem simultaneamente: (a) Ajustar continuamente a capacidade de refrigeração à carga térmica; (b) Manter a eficiência do sistema em cargas máxima e parcial; (c) Manter a confiabilidade da máquina; (d) Manter a faixa de condições de operação da máquina; e (e) Não aumentar a vibração e/ou o ruído em cargas parciais. O controle da capacidade de refrigeração pode ser obtido por meio de: (a) Ligando e desligando o compressor (somente em sistemas de pequeno porte); (b) Controlando a pressão de sucção por estrangulamento; (c) Controlando a pressão de descarga; (d) Permitindo o retorno de gás da descarga para a sucção; (e) Aumentando o volume nocivo; (f) Alterando o curso do pistão; (g) Abrindo a válvula de descarga do cilindro para a sucção; (h) Variando a velocidade; (i) Mantendo fechada a entrada do cilindro; e (j) Mantendo a válvula de sucção aberta. Os métodos mais usados são: manter as válvulas de sucção abertas empregando alguma força externa, by–pass de gás por dentro do compressor ou by–pass de gás por fora do compressor.

2.1.2 Compressores rotativos

Os compressores rotativos podem ser de pistão rolante (lâmina fixa) ou de lâminas giratórias. A Figura 2.10 mostra o primeiro tipo e seu ciclo de trabalho. Um rolo de aço cilíndrico gira sobre um excêntrico montado com o eixo longitudinal coincidente ao do próprio cilindro. O rolo também é excêntrico ao cilindro e toca sua parede no ponto de folga mínima. Quando o eixo excêntrico gira em sentido anti-horário o rolo gira em sentido horário sempre mantendo contato com a parede do cilindro. Uma lâmina, empurrada pela mola, é montada na ranhura da parede do cilindro e move-se para dentro e para fora a fim de manter contato permanente com o rolo. Os cabeçotes ou placas terminais do cilindro são usados para fechar as extremidades do cilindro e apoiar os mancais do eixo excêntrico. Tanto o rolo como a lâmina tem o mesmo comprimento do cilindro, com pequenas folgas entre estas partes e as placas terminais. A descarga e a sucção estão localizadas perto da ranhura da lâmina, porém em lados opostos. A vazão de vapor refrigerante através desses orifícios é contínua, exceto quando o rolo cobre um ou outro dos orifícios. Os lados de baixa e alta pressão dentro do cilindro estão separados pelo ponto de contato do rolo com o cilindro e pela lâmina. O ponto de contato de contato rolo−cilindro move-se continuamente com o deslocamento do rolo. Em cada ciclo de compressão o rolo cobrirá o orifício de descarga, momento em que somente vapor de baixa pressão estará no cilindro, como mostra a parte de admissão da Figura 2.7.

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Todo o conjunto do cilindro opera submerso num banho de óleo, e o vapor é descarregado no espaço acima do nível do óleo de onde vai para a descarga em direção ao condensador. Todas as superfícies de atrito são altamente polidas e bem ajustadas. Embora não sejam necessárias válvulas de sucção, na descarga é instalada uma válvula de retenção para evitar retorno de vapor na descarga do cilindro. Em operação, a película de lubrificante atua como vedação entre os lados de alta e baixa pressão no compressor. Porém, quando o compressor é desligado a vedação não se mantém e as pressões se igualam. Por isso, uma válvula de retenção deve ser instalada na sucção ou na descarga para evitar que o gás de alta pressão retorne para a linha de sucção. São usados em refrigeradores e condicionadores de ar domésticos com potência até 2 kW.

Figura 2.7 − Compressor de pistão rolante.

Nos compressores de lâminas giratórias, Figura 2.8, as lâminas são posicionadas dentro de ranhuras feitas no rotor. O eixo do rotor é excêntrico ao do cilindro, de modo que o ponto de contato rotor-cilindro é separado somente pela película de óleo lubrificante. Diametralmente oposto a este ponto, a folga rotor−cilindro é máxima. A força centrífuga, em alguns casos auxiliados por tensões de molas, e a própria geometria deste arranjo causa o movimento alternativo das lâminas dentro das ranhuras mantendo o contato permanente delas com a parede interior do cilindro. Não há necessidade de válvulas de sucção e descarga. Como resultado disso o vapor comprimido é descarregado diretamente na tubulação de descarga e a taxa de compressão é determinada pela geometria do compressor. Como as lâminas não são forçadas contra o cilindro quando o compressor está parado, há uma tendência de equalização de pressão no seu interior. Isso reduz o torque de partida do motor elétrico. Por outro lado, permite que certa quantidade de vapor já comprimido retorne ao evaporador do ciclo de refrigeração. Assim, uma válvula de retenção deve ser instalada na tubulação de descarga. Compressores de lâminas giratórias são bastante usados em transporte frigorífico. Compressores pequenos na faixa de 2 a 40 kW operam em ciclos de estágio simples com temperatura de saturação na aspiração de – 40°C e temperatura de saturação na condensação variando de 7 a 60°C. Em ciclos com dois estágios de compressão é possível obter temperaturas de – 50°C, ou ainda menores.

Figura 2.8 − Compressor de lâminas giratórias.

2.1.3 Compressores parafuso

Dois rotores giram engrenados dentro de cavidades cilíndricas em um bloco metálico obtido por fundição, conforme mostra a Figura 2.9(a). Um rotor possui lóbulos com corte transversal de perfil convexo, ao contrário do outro, que é côncavo. A forma básica dos rotores é semelhante a uma rosca sem–fim com números diferentes de lóbulos nos dois rotores. Geralmente, o rotor côncavo tem 4 lóbulos e o convexo 6. Alguns compressores possuem a configuração 5 por 7. Qualquer um dos dois rotores pode ser impulsionado pelo motor. Quando o rotor côncavo é acoplado ao motor com uma relação entre os lóbulos de 4 por 6, a capacidade de resfriamento é 50 % maior do que se o acoplamento fosse feito no rotor convexo nas mesmas condições. O torque é transferido diretamente de rotor para rotor e o sentido da rotação é fixo. O

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acionamento mais usado é feito pelo rotor convexo. Uma película de óleo de óleo lubrificante é interposta nos pontos de contato entre os rotores para evitar contato direto metal–metal. A Figura 2.9(b) mostra os processos de sucção, compressão e descarga. A admissão é feita na parte frontal dos rotores (porta de sucção) e a descarga na parte inferior da outra extremidade dos rotores engrenados (porta de descarga). Uma válvula deslizante regula a pressão de descarga. Os compressores parafuso utilizam injeção direta de óleo na câmara de compressão para lubrificação, vedação e resfriamento. O óleo é injetado e em quantidade suficiente para minimizar os vazamentos entre as zonas de alta e baixa pressão e resfriar o gás. A vedação entre os diferentes níveis de pressão compreende uma estreita faixa entre os pontos de contato dos rotores e a periferia dos mesmos na câmara de compressão. Posteriormente, o óleo é separado do gás no separador de óleo. O óleo injetado absorve a maioria do calor proveniente da compressão, fazendo com que a temperatura na descarga seja baixa, mesmo que a razão de compressão seja elevada. Por exemplo, com razão de compressão 20:1 em simples estágio e usando amônia sem injeção de óleo, a temperatura de descarga pode chegar a 340°C. Com a injeção de óleo, esta mesma temperatura não excede 90°C.

(a)

(b)

COMPRESSOR PARAFUSO SEMI-HERMÉTICO

Figura 2.9 − Compressor parafuso: (a) fluxo de refrigerante; (b) processos de sucção, compressão e descarga do vapor.

Nos compressores alternativos, as válvulas de descarga abrem quando a pressão no cilindro excede a pressão na câmara de descarga. Pelo fato do compressor parafuso não possuir válvulas a posição da câmara de descarga determina a pressão máxima que será obtida na câmara de compressão entre os lóbulos antes de o vapor ser descarregado. A razão de compressão é uma característica de projeto fundamental em todos os compressores parafuso. Somente a pressão de sucção e a razão de compressão definem o nível de pressão do vapor pouco antes da abertura da câmara de descarga. Entretanto, em todos os sistemas de refrigeração, a pressão de descarga do sistema é função da temperatura de condensação e a temperatura de evaporação da pressão de sucção. Se, em dada condição de operação, a razão de compressão for elevada a descarga do vapor torna–se mais demorada e a pressão na câmara de compressão ficará acima da pressão na câmara de descarga. Este fenômeno é denominado sobre−compressão. Nesse caso, quando ocorre abertura da porta de descarga a alta pressão do gás provoca a expansão do refrigerante para a tubulação de descarga. Isto acarreta um maior trabalho do que se a compressão tivesse sido interrompida quando a pressão interna fosse um pouco superior à pressão na tubulação de descarga. Quando a razão de compressão é muito baixa para as condições de operação do sistema ocorre a sub−compressão. Neste caso a abertura da porta de descarga acontece antes que a pressão do gás alcance a pressão de descarga. Isto faz com que o gás que estava do lado de fora do compressor, na tubulação de descarga, penetre na câmara de compressão, elevando imediatamente a pressão para o nível da pressão de descarga. O compressor tem que trabalhar contra um nível de pressão mais alto em vez de trabalhar com uma gradual elevação do nível de pressão. Nos dois casos, o compressor ainda funcionará e o mesmo volume de gás será deslocado, porém, com uma potência maior do que aquela requerida se as aberturas de descarga estivessem localizadas corretamente de modo a compatibilizar a razão de compressão (razão entre volumes) com as necessidades do sistema. Isto gera um consumo de energia maior. Projetos com razão de compressão variável são usados para otimizar a localização da câmara de descarga a fim de minimizar o consumo de energia. Embora seja um compressor de deslocamento positivo a descarga de refrigerante se faz de modo uniforme e contínuo e não de forma pulsante como nos compressores alternativos. As partes móveis do compressor são poucas e as trocas de peças devidas ao desgaste mecânico são mínimas. O balanceamento estático e dinâmico dos rotores reduz as possíveis fontes de vibração mecânica proporcionando uma operação com menos ruído.

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2.1.4 Compressores scroll

O compressor scroll consiste de duas espirais idênticas montadas com defasagem de 180°, como mostra a Figura 2.10. Cada espiral é fixada numa placa plana circular. A espiral superior é estacionária e a outra se move em torno do eixo central do motor com uma amplitude igual à órbita do excêntrico. O movimento relativo entre as espirais permite que façam contato em vários pontos e formem uma série de cavidades seladas, que o vapor percorrerá durante sua compressão. Na admissão, o vapor penetra por aberturas laterais entre as duas espirais e ocupa as cavidades existentes que logo em seguida são seladas pelo movimento relativo entre as espirais, finalizando o processo de admissão. Durante a rotação do eixo do motor, o volume do espaço confinado entre as espirais é continuamente reduzido. O processo de compressão é finalizado quando o vapor atinge sua pressão máxima e é descarregado por uma abertura pequena posicionada no centro da espiral fixa. Os processos de admissão, compressão e descarga ocorrem simultaneamente durante uma rotação do eixo. As duas espirais mantém contato através de um filme de óleo lubrificante para vedar a fuga de refrigerante e evitar o desgaste das peças. Tal característica é resultado de processos de fabricação de tecnologia avançada em mecânica de precisão. Os compressores scroll apresentam menos partes móveis do que os alternativos. Isto aumenta sua confiabilidade e eficiência, reduzindo de 5 a 10 % o consumo de energia. Além disso, operam com menor vibração e ruído. Atualmente, compressores scroll são usados em bombas de calor e unidades de refrigeração montadas em fábrica de até 60 TR (190 kW).

Figura 2.10 – Elementos do compressor scroll e processos de admissão, compressão e descarga de gás refrigerante.

2.1.5 Compressores centrífugos

São compressores dinâmicos também denominados turbocompressores. A Figura 2.11 mostra o corte longitudinal de um compressor centrífugo de dois estágios de compressão. O princípio de funcionamento é semelhante ao das bombas centrífugas. O vapor é aspirado axialmente (na direção do eixo) e forçado através das palhetas do rotor. Durante o escoamento através dos rotores pressão e velocidade aumentam. Depois do segundo estágio, o vapor é descarregado na voluta, onde a velocidade diminui e a pressão aumenta bastante, sendo então descarregado. Nos compressores de refrigeração as palhetas do rotor podem ser curvadas para trás, usada nos projetos tradicionais, ou radiais, como acontece em muitos projetos modernos. As palhetas radiais produzem um aumento maior de pressão, considerando a mesma velocidade do rotor, porém a carga no difusor é bem maior. Nesses compressores, a vazão varia entre 0,03 e 15 m3/s, com rotação entre 1.800 e 90.000 r.p.m. Entretanto, a alta velocidade angular associada com vazão baixa determina uma capacidade mínima prática. Por outro lado, o limite máximo é determinado pelas dimensões físicas do compressor, de modo que, para vazões da ordem de 15 m3/s o diâmetro do rotor varia entre 1.800 e 2.100 mm. A temperatura de sucção geralmente varia entre – 100 e + 10°C, com pressões de sucção entre 14 e 700 kPa e pressão de descarga de até 2.100 kPa. As taxas de compressão ficam entre 2 e 30. Quase todos os refrigerantes podem ser usados.

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COMPRESSOR CENTRÍFUGO EM CHILLER

Figura 2.11 – Corte longitudinal de um compressor centrífugo de 2 estágios.

2.1.7 Seleção de compressores

O compressor é o equipamento do ciclo de refrigeração que mais consome energia e sua seleção correta influencia bastante os custos de aquisição e de operação do sistema. Os seguintes fatores devem ser considerados:

Eficiência do compressor. Relacionam–se ao consumo de energia e, portanto, com o custo de operação do sistema. Capacidade de refrigeração e número de máquinas.

Se a carga térmica é 2.000 TR instalar 10 resfriadores de 200 TR não é conveniente: o custo é elevado e há necessidade de uma grande área disponível para instalação. Em cargas de médio porte instalar dois ou três resfriadores é o recomendado (considerar paradas para manutenção e reparos).

Temperaturas de evaporação e de condensação.

Condensadores a ar trabalham com maior pressão. Usar condensação a água ou evaporativa reduz a razão de compressão e aumenta a eficiência do compressor.

Controle de capacidade de refrigeração satisfatório.

Economiza energia e melhora os controles de temperatura e a operação do sistema.

Ambiente onde será instalado. Ao tempo? Atmosfera corrosiva? Meio externo de resfriamento. Necessita de água? Confiabilidade. Em regra, um compressor com maior número de partes móveis é menos confiável. Custos de aquisição e operação. Avaliados através de análises de retorno de investimento (payback). Além disso: graus de sub–resfriamento e superaquecimento, velocidade (rotação), tipo de refrigerante, características do motor elétrico, limites operacionais em carga máxima ou sem carga e tipo e forma construtiva também devem ser considerados.

A Tabela 2.1 compara vários tipos de compressores, e pode ser usada como referência na seleção de compressores de refrigeração.

Tabela 2.1 Comparação entre vários tipos de compressores (Wang, 1992)

ALTERNATIVO PARAFUSO ROTATIVO SCROLL CENTRÍFUGO Capacidade de Refrigeração (TR)

< 200 50 a 1.500 Comercial < 4 Industrial < 150

Até 60 10 a 10.000

Refrigerante usado HCFC-22 HFC-134a

HCFC-22 HFC-134a R-717

HCFC-22 HFC-134a R-717

HCFC-22 HCFC-123 HCFC-22 R-717

Razão de compressão (RC)

7 20 X X 4

Eficiência volumétrica 0,92 a 0,68 (RC = 1 a 7)

0,92 a 0,87 (RC = 2 a 10)

Alta Alta Alta

Eficiência do compressor

0,83 a 0,75 (RC = 4 a 7)

0,82 a 0,67 (RC = 4 a 10)

Mec = 0,87 (RC = 3 a 5)

5 a 10 % maior do que o alternativo

Nominal = 0,83 Carga parcial = 0,6

Controle de capacidade

On-Off Cilindro em vazio By-pass de gás

Válvula deslizante By-pass de gás

X X Variar rotação;

Variar ângulos das palhetas de entrada

Confiabilidade Confiável Muito confiável Confiável Muito confiável Muito confiável Aplicação aos sistemas de refrigeração

Médio e pequeno Grande e médio Comercial (pequeno); Industrial (Médio)

Pequeno Central Grande e Média; Sistemas

hidrônicos

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2.2 Condensadores

Os condensadores são utilizados no ciclo de refrigeração para proporcionar a transferência de calor entre o refrigerante que condensa (muda de fase de vapor para líquido) e um fluido de resfriamento. Podem ser classificados em: resfriados a ar (fluido de resfriamento é o ar atmosférico), resfriados a água (fluido de resfriamento é a água) ou evaporativos (combinação de ar e água como fluidos de resfriamento).

2.2.1 Condensadores resfriados a ar

O refrigerante condensa dentro dos tubos e a corrente de ar que o resfria cruza transversalmente o banco de tubos em contato com a superfície externa dos mesmos. Como o coeficiente de transferência de calor é muito maior no lado do refrigerante são usadas aletas no lado do ar para aumentar a área de transferência de calor. Vários tipos de projeto estão disponíveis sendo que o mais usual é mostrado na Figura 2.12 Geralmente, os tubos são de cobre com diâmetro entre 8 e 20 mm e as aletas de alumínio com espessura variando entre 0,12 a 0,20 mm com espaçamento entre elas de 1,4 a 3,2 mm. O fluxo de ar é fornecido por um ventilador axial ou um radial. Em refrigeradores domésticos o movimento do ar ocorre por convecção natural.

Figura 2.12 - Condensador de serpentina aletada resfriado a ar.

Unidades condensadoras são conjuntos montados em fábrica compostos de condensadores a ar ou à água, compressores herméticos ou semi–herméticos, ventiladores, depósitos de líquido e de dispositivos de segurança. Geralmente, são usadas em sistemas de refrigeração de pequeno e médio porte, com tendência de expansão de uso também em sistemas de grande porte. A Figura 2.13 mostra unidades condensadoras a ar de compressor aberto e hermético.

(a) Compressor aberto.

(b) Compressor hermético.

Figura 2.13 – Unidades condensadoras resfriadas a ar.

2.2.2 Condensadores resfriados à água

Nesse caso, o fluido de resfriamento é a água, ou seja, o refrigerante rejeita calor para a água que escoa através do condensador. Podem ser de três tipos: casco−tubos, casco−serpentina e tubos concêntricos.

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Condensador de casco-tubos

A Figura 2.14 mostra o esquema dos fluxos de refrigerante e do fluido de resfriamento, nesse caso, a água. O vapor refrigerante penetra por uma abertura no topo do casco e condensa na superfície externa dos tubos por dentro dos quais escoa água. O condensado é drenado no fundo do casco para o tanque de líquido refrigerante. A água penetra nos tubos numa das extremidades do condensador e passa uma ou mais vezes por toda a extensão dos tubos. Nesse caso, ocorre um passe nos tubos e um passe no casco. Com vários passes nos tubos podemos aumentar a velocidade da água para uma mesma vazão, a fim de aumentar o coeficiente global de transferência de calor. Se o refrigerante é a amônia (R−717) o coeficiente de transferência de calor no lado do vapor é alto e da mesma ordem de grandeza do existente no lado da água; quando é um refrigerante clorofluorado (CFC−12, HCFC−22, etc.) o coeficiente de transferência de calor no lado do vapor é muito menor, e, nesse caso, as aletas são aí instaladas para aumentar a transferência de calor.

Figura 2.14 – Esquema dos fluxos no condensador de casco-tubos resfriado à água.

A Figura 2.15 mostra detalhes construtivos identificando alguns elementos do condensador de casco-tubos. As tampas são parafusadas em flanges do casco e podem ser removidas para realizar a limpeza mecânica dos tubos, visto que nas superfícies internas dos mesmos ocorre formação de algas e depósitos da sujeira existente na água de condensação (fluido de resfriamento), apesar de tratada. Para refrigerantes CFC’s os tubos podem ser de cobre ou de bronze. Para amônia são obrigatoriamente de aço galvanizado.

Figura 2.15 – Detalhes construtivos de um condensador casco–tubos.

É desejável que a velocidade da água seja a maior possível para aumentar a transferência de calor e inibir os depósitos da sujeira nas paredes dos tubos. Infelizmente, com metais maleáveis como o cobre velocidade acima de 2 m/s provoca erosão nos tubos. Para o aço, velocidades maiores são aceitáveis: entretanto, a perda de carga é um fator que limita essa velocidade. Uma atenção especial deve ser dada à drenagem do condensado da superfície dos tubos já que a película que se forma é a principal resistência ao fluxo de calor, e, por isso, não pode ser muito espessa. Para minimizar essa

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espessura os tubos são montados alternadamente a fim de reduzir o número de tubos na direção vertical, ou seja, no caminho de gotejamento do condensado. Os condensadores de casco−tubos podem ser montados também na posição vertical, como mostra a Figura 2.16. Esse arranjo permite que os tubos sejam mecanicamente limpos, mesmo com o condensador em operação, através da tampa superior do casco. Essa é uma vantagem operacional significativa sobre os condensadores horizontais. O refrigerante condensa na superfície externa dos tubos enquanto a água desce por dentro dos tubos desde o topo até o fundo. O coeficiente de transferência de calor não é tão alto quanto nos condensadores horizontais, por causa da baixa velocidade da água e da espessura da película de condensado sobre a superfície externa dos longos tubos verticais. Geralmente, o diâmetro dos tubos é maior do que nos condensadores horizontais e a velocidade da água é determinada pela aceleração da gravidade e pelo comprimento dos tubos.

Figura 2.16 – Condensador de casco−tubos na posição vertical.

Os condensadores de casco−tubos são construídos com capacidade de 3 a 35.000 kW. Os tubos de cobre têm diâmetro externo nominal entre 19 e 25 mm e possuem aletas no lado do vapor. A altura das aletas circulares varia de 0,9 a 1,5 mm com espaçamentos de 1,33, 1,02 e 0,64 mm. Para condensadores de amônia são comuns tubos de aço com 32 mm de diâmetro externo e 2,4 mm de espessura de parede. 3ão se usa tubos de cobre com amônia.

Condensador de casco−serpentina

A Figura 2.17 mostra o seu esquema. A água escoa por dentro dos tubos em forma de espiral e o refrigerante condensa na superfície externa dos tubos no interior do casco. O refrigerante condensado acumula−se no fundo do casco, de onde é drenado, de modo que um visor é posicionado para verificar o nível de líquido. Em alguns casos a superfície externa do tubo é aletada para aumentar a área de transferência de calor entre a água e o refrigerante, melhorando o desempenho do condensador. Os tubos nunca são substituídos e nem podem ser mecanicamente limpos em virtude do próprio arranjo construtivo. São construídos com capacidades de 2 a 50 kW.

Figura 2.17 – Condensador de casco−serpentina.

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Condensador de tubos concêntricos

Um tubo passa por dentro do outro de modo que seus eixos coincidam e um espaço anular entre eles seja formado. A água passa por dentro do tubo mais interno e o refrigerante escoa em contracorrente no espaço anular entre os tubos a fim de se resfriado também pelo ar ambiente. A Figura 2.18 mostra o seu esquema. São fabricados com capacidades de 1 a 180 kW.

Figura 2.18 – Condensador de tubos concêntricos.

2.2.3 Condensador evaporativo

Em instalações de médio e grande porte a água de resfriamento não pode ser simplesmente usada e descartada já que isso tornaria proibitivo o custo operacional da instalação. Sendo assim, essa água deve ser reutilizada, ou seja, deve ser resfriada para retornar ao condensador. A torre de resfriamento4 é o equipamento que viabiliza essa reutilização. Na torre, a água quente vinda do condensador é colocada em contato direto com o ar atmosférico sendo então resfriada para retornar ao condensador. A Figura 2.19 mostra o esquema da torre de resfriamento. Os fluxos de ar e água são em contracorrente e a água pode ser resfriada até uma temperatura que é um pouco maior (geralmente 3°C) do que a temperatura de bulbo úmido do ar atmosférico na entrada da torre. O projeto do condensador evaporativo, ou atmosférico, já incorpora algumas características das torres tais como o contato direto entre o ar e a água para o resfriamento da última. A Figura 2.20 mostra o seu esquema. Uma serpentina, dentro da qual o vapor refrigerante condensa, é molhada externamente por um esguicho de água provocado pelos bicos de aspersão sob a ação da bomba de recirculação de água. A água aspergida no topo escoa por gravidade e é recolhida pela bacia coletora no fundo do condensador. Um ventilador movimenta o ar que penetra por aberturas situadas um pouco acima do nível de água da bacia coletora e sai pelo topo. Os fluxos de ar e de água atravessam a serpentina em contracorrente e a água é resfriada a fim de aumentar a taxa de remoção de calor do refrigerante que escoa por dentro dos tubos. A troca de calor com a água reduz a temperatura de condensação e aumenta a eficiência do ciclo de refrigeração. Uma válvula de bóia mantém o nível na bacia coletora já que parte da água aspergida evapora ou é arrastada pela corrente de ar. Observa−se, comparando as Figuras 2.19 e 2.20, que o funcionamento da torre e do condensador evaporativo segue o mesmo princípio: resfriamento da água por contato direto com o ar atmosférico. O condensador evaporativo reduz a vazão de água e o seu tratamento químico com relação aos sistemas que usam torre. Comparado ao condensador resfriado a ar o evaporativo necessita de menor área superficial da serpentina e menor vazão de ar para a mesma transferência de calor. O condensador evaporativo opera em temperaturas de condensação inferiores ao resfriado a ar, visto que nesse último essa temperatura é limitada pela temperatura de bulbo seco do ar externo. Já no evaporativo, a temperatura de condensação é limitada pela temperatura de bulbo úmido do ar externo, que é normalmente cerca de 8 a 14°C menor do que a de bulbo seco. Além disso, os evaporativos operam em temperaturas de condensação inferiores aos resfriados a água. Assim, a transferência de calor entre o refrigerante e a água de resfriamento e entre esta e o ar externo é realizada com mais eficiência num equipamento compacto, reduzindo o aquecimento sensível indesejável da água de resfriamento no circuito que liga o condensador à torre. Considerando a mesma capacidade os condensadores evaporativos são mais compactos (de menor tamanho físico) do que os resfriados a ar ou a água.

4 Denominada também de torre de arrefecimento.

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Figura 2.19 – Torre de resfriamento

Figura 2.20 – Condensador evaporativo

2.3 Evaporadores

A função do evaporador é prover uma área de troca de calor entre o refrigerante e a substância resfriada com a maior eficiência possível, e prevenir a entrada de refrigerante líquido na aspiração do compressor. O coeficiente de transferência de calor no líquido é cerca de 10 vezes maior do que no vapor. Portanto, o projeto do evaporador deve estabelecer condições para que o líquido permaneça em contato com a superfície de transferência de calor e o vapor que se forma seja retirado tão rápido quanto possível. Para isso, são usadas três configurações de evaporadores mostradas esquematicamente na Figura 2.21.

Figura 2.21 – Tipos de evaporadores usados em sistemas de refrigeração.

2.3.1 Evaporador de expansão seca

O refrigerante entra no evaporador como mistura líquido–vapor e ao sair estará totalmente evaporado. Podem ser usados trocadores de calor de serpentina aletada e casco−tubos. A Figura 2.22 mostra um evaporador de expansão seca com serpentina aletada. Esse arranjo é muito comum em instalações de ar condicionado de pequeno e médio porte, onde o ar é resfriado diretamente pelo refrigerante. O dispositivo de expansão estabelece o estado do vapor desejado na saída do evaporador. Nos primeiros compressores, que comprimiam vapor seco ou úmido sem se danificar, esse arranjo era conveniente e permitia que a maior parte da superfície interna dos tubos permanecesse em contato com o líquido refrigerante. Nos compressores modernos, que comprimem vapor seco ou superaquecido, o resultado não é muito bom; é necessário um comprimento excessivo dos tubos do evaporador para evitar a entrada de líquido no compressor. Geralmente, uma válvula de expansão termostática regula a vazão de líquido e garante um leve superaquecimento do vapor na saída do evaporador. Em sistemas de pequeno porte (até 35 kW), como nos condicionadores de ar de janela e refrigeradores domésticos, o dispositivo de expansão usado é o tubo capilar. O evaporador é fabricado com tubos de cobre (diâmetros externos nominais de 8, 10, 12,5, 16, 20 e 25 mm) e aletas de alumínio (espaçadas de 1,4 a 6,4 mm).

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Figura 2.22 – Evaporador de expansão seca do tipo serpentina aletada com distribuidor de fluxo na entrada e coletor de vapor na saída.

Em condições normais de operação o volume de líquido no evaporador de expansão seca varia de 15 a 20 % do volume interno dos tubos. Considerando que esse líquido é uniformemente distribuído ao longo dos tubos, a área efetiva de transferência de calor – aquela em contato com o líquido – é cerca de 30 a 34 % da área interna dos tubos. No lado do ar, dependendo do tipo de aplicação, a relação entre o calor sensível e o calor total removidos varia de 0,6 a 1,0. Velocidade de face do ar entre 2,0 e 2,5 m/s evita que o condensado formado na superfície da serpentina seja arrastado para os dutos de distribuição de ar tratado. Com certo arranjo de tubos (triangular, retangular ou em linha) a relação calor sensível/total pode ser satisfeita por várias combinações de velocidade de face do ar, temperatura interna dos tubos, vazão mássica de refrigerante, temperatura de entrada do ar, profundidade da serpentina e outros mais, embora as variações desses parâmetros sejam na prática, limitadas pela fabricação em série. O trocador de calor casco−tubos típico usado como evaporador de expansão seca é mostrado na Figura 2.23. O fluido a ser resfriado escoa no lado do casco enquanto o refrigerante passa por dentro dos tubos. As chicanas aumentam a velocidade do fluido no casco e elevam o coeficiente de transferência de calor. O fluido que escoa perpendicular aos tubos deve ter velocidades entre um mínimo de 0,6 m/s – para limpar os tubos – e um máximo de 3 m/s – para evitar erosão. A distribuição de fluxo no lado dos tubos é crítica. Se alguns tubos recebem mais refrigerante do que outros ainda haverá líquido na sucção do compressor; um distribuidor de líquido reduz esse problema. Além disso, esse desbalanceamento indesejável reduz o coeficiente global de transferência de calor. São usados com refrigerantes halogenados (clorofluorados).

Figura 2.23 – Evaporador de expansão seca de casco-tubos.

2.3.2 Evaporador com recirculação

Nesse tipo, a evaporação não ocorre totalmente dentro dos tubos. A mistura de líquido−vapor deixa a seção de transferência de calor e penetra num tanque cilíndrico onde é efetivada a separação do vapor. O vapor é aspirado pelo compressor e o líquido retorna aos tubos, como mostra a Figura 2.24. O evaporador é denominado de recirculação por gravidade porque o movimento do refrigerante é produzido por diferença de densidade. Na prática, vários evaporadores iguais são montados em arranjo paralelo. O nível do refrigerante é controlado por uma válvula de bóia geralmente posicionada no lado de baixa pressão.

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Figura 2.24 – Evaporador com recirculação por gravidade.

Na recirculação por gravidade é necessário que o tanque separador esteja acima do nível da serpentina. Essa limitação pode ser superada por uma bomba de circulação de refrigerante, usada normalmente quando há necessidade de distribuir a refrigeração em vários evaporadores. Esta situação é bem comum em fábricas de gelo, sorvetes e alimentos. O tanque de separação é posicionado perto do compressor com a(s) bomba(s) abaixo dele entregando líquido a um duto principal do qual partem os ramais para os vários evaporadores. Do mesmo modo, o vapor vindo dos evaporadores é coletado num único duto para ser entregue no separador. A Figura 2.25 mostra esse arranjo.

Figura 2.25 – Separador de líquido em sistema com bomba de circulação de refrigerante.

2.3.3 Evaporador inundado

O evaporador inundado é constituído de um casco cilíndrico horizontal dentro do qual o refrigerante evapora, e onde estão imersos tubos nos quais passa o fluido a ser resfriado, com mostra a Figura 2.26. A construção é similar a dos condensadores de casco−tubos, entretanto no evaporador os tubos não ocupam o espaço próximo à curva superior do casco que é usada para instalar um eliminador de gotas de líquido. O fluido a ser resfriado pode passar uma ou mais vezes pelos tubos. O número de tubos e de passes nos tubos deve ser dimensionado para manter velocidade do fluido resfriado entre 1 e 3 m/s. O casco deve ser recoberto com isolamento térmico para evitar trocas de calor com o ambiente.

Figura 2.26 - Evaporador inundado de casco−tubos.

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2.4 Dispositivos de expansão

É uma restrição ao fluxo de refrigerante que reduz sua pressão, controla sua vazão, e mantém a diferença de pressão entre os lados de baixa e alta do sistema de refrigeração. Como a demanda de carga térmica é variável essa restrição deve se ajustar para fornecer a vazão mássica de refrigerante adequada à carga térmica em cada evaporador. É fundamental que o líquido refrigerante seja admitido no evaporador de acordo com a taxa de aspiração do compressor, mantendo a maior parte possível da superfície de transferência de calor do evaporador em contato com o líquido refrigerante.

2.4.1 Válvulas de expansão termostática

Regulam a vazão de líquido refrigerante no evaporador, em resposta ao grau de superaquecimento do vapor na saída do evaporador, garantindo que somente vapor superaquecido é aspirado pelo compressor. O superaquecimento implica que parte sua área de troca de calor no evaporador é utilizada para executar este superaquecimento. Às vezes, um trocador de calor auxiliar é utilizado. A válvula de expansão termostática é a mais usada em sistemas de refrigeração, geralmente em conjunto com os evaporadores de expansão seca em sistemas residenciais, comerciais e industriais de porte pequeno e médio. A Figura 2.27 mostra o corte transversal de uma válvula de expansão termostática típica e identifica seus principais componentes. As seguintes pressões governam sua operação: P1 – pressão interna do bulbo (elemento sensor) que atua na face superior do diafragma no sentido de abrir o obturador e é função do tipo de refrigerante usado na carga do bulbo e da sua própria temperatura; P2 – pressão de evaporação, que atua na face inferior do diafragma através do canal interno de equalização no sentido de fechar o obturador; P3 – pressão da mola, equivalente ao superaquecimento, que atua no sentido de fechar a válvula e é transmitida ao diafragma através da haste. Em qualquer condição de operação as forças decorrentes dessas pressões devem ser balanceadas, de modo que: P1 = P2 + P3.

Figura 2.27 – Corte transversal e pressões atuantes na operação de uma válvula de expansão termostática com equalização interna de pressão.

A Figura 2.28 mostra um evaporador de expansão seca operando com HCFC−22, em conjunto com uma válvula de expansão termostática, a uma temperatura de saturação de 4°C (566 kPa). O líquido refrigerante, que escoa através da válvula de expansão, tem sua pressão e sua temperatura reduzidas, e entra no evaporador como mistura líquido−vapor saturado em A. Ao longo de seu trajeto por dentro dos tubos do evaporador uma quantidade maior de líquido é vaporizada. Assumindo que não há perda de carga no evaporador a temperatura do refrigerante permanece em 4°C até que todo líquido tenha se evaporado ao atingir B. Daí em diante o calor absorvido somente eleva a temperatura do vapor e mantém sua pressão em 566 kPa. Ao atingir C a temperatura alcança 10°C e o superaquecimento é de 6°C. O bulbo em equilíbrio térmico com a tubulação assume a temperatura de 10°C, porém o líquido em seu interior (HCFC−22) está saturado. Assim, a pressão no interior do bulbo, no tubo capilar e na parte superior do diafragma é de 681 kPa. Portanto, para que o superaquecimento seja mantido a pressão da mola deve ser de 115 kPa. Uma elevação de carga térmica provoca um aumento da temperatura do vapor na saída do evaporador. O bulbo sensor detecta esse aumento na forma de um aumento da pressão P1 e abre o obturador da válvula para aumentar a vazão de refrigerante. A pressão no evaporador se eleva até P2 e um novo ponto de equilíbrio é estabelecido. Por outro lado, uma redução na carga reduz a temperatura do vapor na saída do evaporador movendo o obturador da válvula no sentido de fechamento. De qualquer maneira, o superaquecimento especificado pela pressão da mola é mantido. Os fabricantes

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regulam o superaquecimento entre 4 e 8°C, satisfatório para a maioria das aplicações, que não deve ser alterado exceto se absolutamente necessário.

Figura 2.28 – Esquema de operação do evaporador de expansão seca com válvula de expansão termostática operando com HCFC–22.

Quando a perda de carga através de cada circuito do evaporador é menor ou igual ao equivalente a uma variação de temperatura de até 1°C é usada uma válvula termostática com equalização interna de pressão. Entretanto, em certos evaporadores, principalmente nos que usam distribuidores de líquido, a perda de carga geralmente causa uma variação de temperatura superior a essa. Isso faz com que a pressão na saída da válvula de expansão seja bem maior do que na saída do evaporador, e o superaquecimento necessário para manter o equilíbrio da válvula seria elevado. Quanto maior a perda de carga maior seria o superaquecimento necessário para manter o equilíbrio da válvula. Assim, B se deslocaria no sentido de A, ou seja, a área de transferência de calor em contato com o líquido diminuiria prejudicando o desempenho do evaporador. Nesse caso, usa−se uma válvula com equalização externa de pressão, mostrada na Figura 2.29. Em vez do canal interno de equalização existe uma conexão externa que é ligada diretamente à tomada de pressão na tubulação de saída do evaporador. A Figura 2.30 mostra o esquema de instalação dessa válvula. Na saída da válvula existe um distribuidor de fluxo que direciona o refrigerante para cada circuito do evaporador. A linha de equalização externa de pressão conecta a válvula num ponto da tubulação de saída do evaporador localizado depois do bulbo sensor. O posicionamento do bulbo sensor deve ser cuidadosamente escolhido sob pena de não registrar corretamente a temperatura, que será convertida em pressão equivalente para atuar na face superior do diafragma, e causará mal−funcionamento. Essa válvula não reduz a perda de carga devida ao evaporador. Entretanto, ela permite que o líquido dentro do evaporador esteja em contato com uma superfície maior de troca de calor.

(a) Elementos da válvula.

(b) Aspecto externo.

Figura 2.29 – Válvula de expansão termostática com equalização externa de pressão.

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Figura 2.30 – Válvula de expansão termostática com equalização externa e distribuidor de líquido.

2.4.2 Válvulas de expansão eletrônica

São válvulas de expansão operadas por microprocessadores que permitem um controle efetivo da vazão de refrigerante. Se comparadas às termostática fornecem um controle mais preciso da temperatura e, por isso, são mais indicadas quando a eficiência energética é importante. Atualmente, três tipos de são largamente usados: motorizadas, pulsantes e analógicas. As primeiras são mais eficientes que as outras duas. Motorizadas: o motor elétrico, que move o pino da válvula para cima ou para baixo, dependendo da necessidade da carga térmica, é controlado por um microprocessador. Um conjunto de engrenagens, que permitem um aumento do torque e redução do tamanho do motor (consumo de 5,7 W), realiza a conexão entre o pino da válvula e o eixo do motor, como mostra a Figura 2.31(a). Pulsantes: o pino da válvula é movimentado por um solenóide que mantém a válvula completamente aberta ou completamente fechada, como mostra a Figura 2.31(b). A vazão de refrigerante é determinada pelo tempo em que a válvula permanece completamente aberta. Por exemplo, se a duração do pulso é de 5 segundos e a vazão de refrigerante necessária é de 40 %, então a válvula ficará 2 segundos aberta e 3 segundos fechada. Analógicas: em termos de movimentação do pino são semelhantes às motorizadas. Entretanto, o movimento do pino é realizado por um solenóide com modulação, como mostra a Figura 2.31(c).

(a) Tipos.

(b) Aspecto externo.

Figura 2.31 – Válvulas de expansão eletrônicas.

2.4.3 Válvulas de expansão de bóia

A Figura 2.32 mostra o corte transversal de uma válvula de bóia com controle de vazão no lado de alta pressão. O refrigerante líquido vem do condensador e penetra no corpo da válvula fazendo a bóia deslocar−se para cima. Esse movimento aciona a haste no sentido de abertura do obturador permitindo a expansão do líquido que segue para o evaporador. A bóia é posicionada de modo a manter o assento da válvula sempre submerso no refrigerante. O tubo de

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respiro elimina os gases não−condensáveis que porventura tenham penetrado na válvula, evitando assim qualquer contrapressão à penetração do líquido refrigerante. Isso torna possível sua instalação acima ou abaixo do nível do condensador.

Figura 2.32 – Corte transversal da válvula de expansão de bóia de alta pressão.

O controle na alta pressão independe do nível do líquido no evaporador. Assim, a válvula pode ser instalada acima ou abaixo desta unidade. Entretanto, deve estar tão próxima quanto possível do evaporador, e sempre numa tubulação horizontal, a fim de assegurar a movimentação adequada dos seus mecanismos. Por suas características operacionais, a válvula de bóia de alta pressão não pode ser usada em paralelo com outros tipos de controle de refrigerante. A Figura 2.33 mostra um arranjo típico de instalação usando esse tipo de válvula.

Figura 2.33 – Instalação de válvula de bóia com controle de fluxo na alta pressão.

2.4.4 Tubo capilar

São usados em sistemas herméticos com até 35 kW de capacidade de refrigeração. Consiste de um tubo com diâmetro milimétrico que é usado para conectar a saída do condensador a entrada do evaporador. A combinação adequada de diâmetro e comprimento causa a perda de carga desejada. Algumas vezes é soldado à superfície externa da linha de sucção com a finalidade de trocar calor para reduzir a temperatura do líquido. Apesar de seu desempenho insatisfatório em sistemas com grande variação de carga são populares em função de sua simplicidade e baixo custo. O gráfico da Figura 2.34 mostra as variações típicas de temperatura e pressão ao longo de um tubo capilar. Na região de entrada do tubo, seção 0−1, o líquido está sub−resfriado e ocorre uma leve perda de carga. De 1 a 2 a perda de carga é linear e a temperatura é constante. Até 2 o refrigerante é totalmente líquido quando então as primeiras bolhas de vapor começam a se formar. Daí em diante a perda de carga não é mais linear e aumenta com a proximidade da saída do tubo. Nesta porção do tubo, existe mistura líquido−vapor saturado com a quantidade de vapor aumentando no sentido do fluxo. Na passagem da saída do tubo para dentro do evaporador ocorre outra perda de carga significativa. Até 2 a linha de temperatura é diferente da linha de pressão; a partir daí as duas se sobrepõem.

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Figura 2.34 – Perfil típico de pressão e temperatura ao longo de um tubo capilar.

2.5 Acessórios

A Figura 2.35 apresenta os equipamentos e acessórios de um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapor. Dentre os acessórios tem−se:

Figura 2.35 – Equipamentos e acessórios principais do sistema de refrigeração por CMV.

2.5.1 Válvula de retenção

Nesse tipo de válvula o refrigerante flui num único sentido (Figura 2.36). É usada na linha de líquido para impedir o retorno de líquido ao condensador; em linhas de aspiração para impedir o retorno de refrigerante quando evaporadores

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com temperaturas diferentes operam em paralelo; e em sistemas de redução de capacidade do compressor por by−pass de gás quente a fim de evitar o retorno de refrigerante da linha de alta pressão.

Figura 2.36 – Válvula de retenção.

2.5.2 Válvula solenóide

Esse tipo de válvula atua mediante um sinal elétrico comandado por um pressostato, termostato, umidostato ou interruptor manual (Figura 2.37). Pode ser normalmente aberta (NA) ou normalmente fechada (NF), sendo essa última mais comum. Nas NA o orifício da válvula é fechado quando a bobina é energizada; na NF, ocorre o contrário. É usada em linhas de líquido para interromper o fluxo de refrigerante nos evaporadores; em controle individual de temperatura quando evaporadores de temperaturas diferentes são alimentados por um único compressor; em linhas de descarga entre o evaporador e o compressor para permitir o degelo por gás quente e em canalizações de água gelada ou salmoura.

Figura 2.37 − Válvula solenóide NA de ação direta.

2.5.3 Filtro secador

É usado para eliminar partículas sólidas e umidade que circulam misturadas ao refrigerante (Figura 2.38). A umidade (água) é indesejável (congela em 0°C) e pode obstruir o fluxo de refrigerante no dispositivo de expansão; além disso, sua presença viabiliza a formação de ácidos que corroem os componentes do sistema. Um cartucho de um material higroscópico – sílica-gel – e um ligante (material poroso) é introduzido numa carcaça metálica cilíndrica. O cartucho pode ou não ser intercambiável. O filtro é instalado na linha de líquido.

(a) Descartável.

(b) Intercambiável.

Figura 2.38 − Cartuchos de filtros secadores.

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2.5.4 Visor de líquido

É um bulbo com visor que instalado na linha de líquido permite observar se há formação de vapor antes da entrada de refrigerante no evaporador (Figura 2.39). Isso pode significar carga de refrigerante incompleta na instalação. Com indicador de umidade permite verificar a contaminação do refrigerante.

Figura 2.39 − Visor de líquido com indicador de umidade.

2.5.5 Pressostato

É um interruptor elétrico comandado por pressão (Figura 2.40). Pode ser: de alta pressão, que desliga o compressor se a pressão de condensação excede um valor máximo fixado; de baixa pressão, que desliga o compressor se a pressão de evaporação excede um valor máximo fixado; de alta e baixa pressão, que incorpora as funções dos dois primeiros num só equipamento; diferencial, que desliga o compressor se a diferença entre pressão da bomba de óleo e a do cárter não permite uma lubrificação adequada.

(a) Elementos.

(b) Aspecto externo.

Figura 2.40 − Pressostato.

2.5.6 Termostato

É um interruptor elétrico comandado por temperatura que liga ou desliga equipamentos ao atingir, respectivamente, valores máximos e mínimos de temperatura (Figura 2.41).

Figura 2.41 − Termostato de ambiente.

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2.5.7 Distribuidor de líquido

É um bocal que distribui o fluxo de líquido na saída da válvula de expansão (com ou sem equalização externa de pressão) para os vários circuitos do evaporador a fim de evitar perdas de carga excessivas no escoamento do refrigerante através do evaporador (Figura 2.42).

Figura 2.42 − Distribuidor de líquido.

2.5.8 Separador de óleo

É instalado na saída do compressor para evitar que o óleo diluído no refrigerante alcance o evaporador, onde, em função da baixa temperatura existente, tenderia a se depositar criando resistências térmicas indesejáveis (Figura 2.43).

(a) Elementos.

(b) Aspecto externo.

Figura 2.43 − Separador de óleo.

2.5.9 Acumulador de sucção

Retém o líquido porventura vindo do evaporador permitindo sua evaporação definitiva. Além disso, atenua às variações de pressão decorrente do regime pulsante do compressor alternativo (Figura 2.44).

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Figura 2.44 − Acumulador de sucção.

2.6 Refrigerantes primários

Os refrigerantes primários são fluidos usados para absorver e rejeitar calor no sistema de refrigeração. Eles absorvem calor à baixa pressão e temperatura ao evaporar e o rejeitam à alta pressão e temperatura ao condensar. Antes da introdução dos CFC's, em 1931, os refrigerantes primários normalmente usados eram amônia, dióxido de enxofre, dióxido de carbono e cloreto de metila. Até 1986, os hidrocarbonetos halogenados, não-inflamáveis e atóxicos, porém com um considerável potencial de depleção da camada de ozônio (esse assunto será abordado posteriormente), eram praticamente os únicos usados nos sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapor. Cloro-flúor-carbonos, halogênios, hidro- cloro-flúor-carbonos e hidro-flúor-carbonos são hidrocarbonetos halogenados ou simplesmente halocarbonos. Esses compostos químicos sintéticos podem ser classificados em seis grupos:

Cloro−flúor−carbonos (CFC's)

Derivados de hidrocarbonetos obtidos pela substituição dos átomos de hidrogênio por átomos de cloro e de flúor, como mostra a Figura 2.45. Ex: CFC−11, CFC−12, CFC−113, CFC−114 e CFC−115. O tempo de vida dos CFC's na atmosfera varia de 60 a 540 anos, causando a depleção do ozônio. A maioria dos CFC's tem índice de potencial de depleção da camada de ozônio (ODP = Ozone Depletion Potential) entre 0,6 e 1 (vide próxima seção). Os CFC's deixaram de ser fabricados pelos países industrializados em janeiro de 1996, e, com algumas exceções, pelos países em desenvolvimento.

Figura 2.45 − Refrigerantes completamente e parcialmente halogenados.

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Hidro−cloro−flúor−carbonos (HCFC's)

São compostos de átomos de carbono, hidrogênio, cloro e flúor, como mostra a Figura 2.45. Não são totalmente halogenados, como os CFC's. O tempo de vida na atmosfera varia de 2 a 22 anos, e, por isso mesmo, seu ODP varia entre 0,02 e 0,1. Ex: HCFC−22, HCFC−123 e HCFC−124. O HCFC−22 tem sido o refrigerante mais usado em sistemas de condicionamento de ar desde o início dos anos 90. Os HCFC's têm sido usados como fluidos de transição, e sua restrição de uso e fabricação iniciar-se-á em 2004.

Hidro−flúor−carbonos (HFC's)

Compostos de átomos de carbono, hidrogênio e flúor. Como não existem átomos de cloro não causam depleção da camada de ozônio. Ex: HFC−134a, HFC−125 e HFC−143A. Os HFC's devem se tornar os mais usados em sistemas de condicionamento de ar nas próximas décadas.

Halogênios (BFC's)

Compostos de átomos de carbono, bromo e flúor. Ex: BFC−13B1 e BFC−12B1. Apresentam os mais altos índices de potencial de depleção da camada de ozônio, cerca de 10. Como os CFC's deixaram de ser fabricados em 1996.

Misturas azeotrópicas

Na mistura azeotrópica seus componentes não podem ser separados por destilação. A mistura evapora e condensa como se fosse uma única substância. Suas propriedades são totalmente diferentes das de seus componentes. Ex: CFC/HFC−500, HCFC/CFC−501 e HCFC/CFC−502. Por exemplo, o HCFC/CFC−501 é a mistura de 75% de HCFC−22 com 25% de CFC−12, em base de massa. Misturas azeotrópicas que causam depleção da camada de ozônio deixaram de ser fabricadas em 1996 (países desenvolvidos).

Misturas zeotrópicas

Na mistura zeotrópica seus componentes são separados por destilação. Assim, a mistura evapora e condensa em temperaturas diferentes. Ex: R−400, R−401A/B/C. Atualmente, são os refrigerantes alternativos mais promissores em retrofit.

Compostos inorgânicos

Incluem os refrigerantes usados antes de 1930, tais como amônia (NH3), água (H2O) e ar. Muitos deles ainda hoje são usados em sistemas de refrigeração por não reduzir a camada de ozônio e apresentar outras características desejáveis. Embora a amônia seja tóxica e inflamável, ainda é usada em sistemas de refrigeração. Esses compostos são designados pelos números acima de 700.

2.6.1 1umeração dos refrigerantes

Antes da descoberta dos CFC's, os refrigerantes eram designados pelos seus nomes químicos. Devida à complexidade dessa nomenclatura, especialmente para os CFC's e HCFC's, foi desenvolvida uma numeração para os hidrocarbonos e halocarbonos, que é amplamente adotada na indústria de refrigeração. De acordo com a norma ANSI/ASHRAE 34−1992, o primeiro dígito é o número de ligações carbono−carbono não−saturadas no composto: se esse algarismo for zero, ele é omitido. O segundo dígito é o número de átomos de carbono menos um: se esse algarismo for zero, ele é omitido. O terceiro dígito é o número de átomos de hidrogênio mais um. O último dígito representa o número de átomos de flúor no composto. Por exemplo, a fórmula química do HCFC−123 é CHCl2CF3: ligações não saturadas C−C é um, logo o primeiro dígito é zero (omitido); existem dois átomos de carbono, o segundo dígito é 2−1=1; existe um átomo de hidrogênio, o terceiro dígito é 1+1=2; existem três átomos de flúor, logo o quarto dígito é 3. Genericamente, é usado o prefixo R seguido do número correspondente ao refrigerante, tal como: R−12, R−22, R−134a e R−407C. Neste texto, usaremos indistintamente o prefixo correspondente ao grupo ou o prefixo genérico. A Tabela 2.2 mostra a numeração dos refrigerantes usados em refrigeração e ar condicionado.

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Tabela 2.2 – Numeração de refrigerantes (ASHRAE Fundamentals 2001)

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2.6.2 Refrigerantes e meio-ambiente

Os CFC's e HCFC's são usados mundialmente. Na metade dos anos 80 cerca de 1/3 do consumo de CFC's ocorria nos Estados Unidos (EUA). Em 1985, o consumo era de 278 toneladas. Ele atendia os setores de espumas isolantes, ar condicionado automotivo, refrigeração e ar condicionado residencial, comercial e industrial e outros produtos. Espumas isolantes expandidas por CFC's foram muito usadas. Desse total, 19 % foi usado em ar condicionado automotivo e 5% em novos sistemas de refrigeração e ar condicionado. Do consumo de halogenados, tem-se: 77 % de HCFC−22, 10 % de CFC−11 e 10 % de CFC−12. A fim de comparar a influência relativa sobre a camada de ozônio dos vários refrigerantes, o índice ODP (Ozone Depletion Potential)5, que relaciona a taxa de depleção do ozônio de 1 kg de qualquer refrigerante com aquela obtida para o CFC−11, foi criado. Ao ODP do CFC−11 foi atribuído o valor 1 (um). Tal qual o ODP foi criado o GWP (Global Warming Potential)6, usado para comparar os efeitos dos CFC's, HCFC's e HFC's sobre o aquecimento global com base nos efeitos do CFC−11. Valores de ODP e GWP são mostrados na Tabela 2.3. Esses valores devem ser criteriosamente analisados antes de selecionar um refrigerante.

Tabela 2.3 − Valores de ODP e GWP para refrigerantes halogenados (Wang, 1993).

Refrigerante ODP GWP CFC−11 1,0 1,00 CFC−12 1,0 3,10 CFC−13B1 10,0 − CFC−113 0,8 4,95 CFC−114 1,0 10,60 CFC−115 0,6 − CFC/HCFC−500 0,74 − CFC/HCFC−502 0,33 3,7 HCFC−22 0,05 0,34 HCFC−123 0,02 0,02 HCFC−124 0,02 − HCFC−142B 0,06 − HFC−125 0 0,84 HFC−134a 0 0,26 HFC−152A 0 0,03 HFC-401A 0,03 0,32 HFC-402A 0,02 0,52 HFC-403A - - HFC−404A 0 0,94 HFC−407C 0 0,38 HFC-409A 0,05 0,3 HFC-410A 0 0,45

A camada de ozônio protege a Terra dos raios ultravioletas nocivos à vida Nos anos 70, pesquisadores da NASA (3ational Aeronautics and Space Administration) voando na estratosfera dos círculos polar ártico e antártico encontraram resíduos de CFC's onde havia uma redução na camada de ozônio. Em 1988, o nível de ozônio sobre a Antártida era 30 % menor do que o existente na metade dos anos 70. A perda mais severa de ozônio, nesse mesmo local, foi observada em 1992. Medições ao nível do solo em vários pontos ao redor do mundo feitas nos anos 80 mostraram um crescimento de 5 a 10% no nível de radiação ultravioleta. Embora houvesse alguma controvérsia entre os cientistas a respeito do que estaria provocando a depleção da camada de ozônio, alguma coisa teria que ser feita antes que fosse tarde demais. Em 1978, a EPA (Environmental Protection Agency) e o FDA (Food and Drug Administration) dos Estados Unidos elaboraram regulamentação da retirada por etapa de aerossóis de CFC's, de maior consumo naquele momento. Em 16 de setembro de 1987, a CEE (Comunidade Econômica Européia) e outras 24 nações, inclusive os Estados Unidos, assinaram o Protocolo de Montreal. Esse documento é um acordo internacional para retirada por etapas do consumo e fabricação dos CFC's e BFC's até o ano 2000. O protocolo prevê revisões periódicas de avaliação. Duas dessas revisões ocorreram em 1990 (Londres) e 1992 (Copenhagem). A emenda de Copenhagem entrou em vigor em 14 de junho de 1994. Ela prevê o corte total da produção de CFC's em janeiro de 1996 e dos halogênios em janeiro de 1994. O uso de estoques existentes (recuperados, reciclados ou reprocessados) foi permitido. Além disso, os HCFC's (incluindo o R−22) serão retirados por etapas tendo como referência os níveis de 1989: para os países desenvolvidos a produção foi congelada ao nível de referência em 1 de janeiro de 1996; em 2004 será 65%; em 2010 será 35%; em 2015 será 10%; em 2020 será 0,5% deste nível de referência. O corte total na produção de HCFC's está previsto para o ano 2030. A produção e uso dos HFC's tais como R−32, R−125, R−134a e R−143A e suas misturas (R−404, R−407 e R−410) não são regulamentadas pelo Protocolo de Montreal, mas isso deve ser feito por cada país individualmente.

5 Potencial de depleção da camada de ozônio. 6 Potencial de aquecimento global.

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Ações imediatas: substituição de refrigerantes ou retrofit

O impacto dos CFC's na camada de ozônio é um sério risco à sobrevivência humana. Desse modo, algumas ações de curto prazo devem ser tomadas, tais como: • Substituir o R−12 pelo R–22 ou 134a, e R−11 pelo R–123. Outros substitutos com ODP menores que 0,05 devem ser usados para substituir os CFC's. É importante salientar que os próprios HCFC's começarão a ser restringidos a partir do ano 2004. Os HFC's e suas misturas zeotrópicas podem ser usados sem restrições: o R−404a substituindo R–502 e R−407C substituindo R–22. Existem sistemas de refrigeração em que essas substituições podem ser feitas com perdas de capacidade de refrigeração e eficiência muito pequenas. A Tabela 2.4 fornece mais informações sobre os fluidos refrigerantes alternativos, tais como, aplicações e características; • Durante a fabricação, instalação, operação e manutenção de sistemas usando CFC's e HCFC's evitar fugas deliberadas desses produtos; • Evitar as emissões de CFC's e HCFC's pela recuperação, reciclagem e reprocessamento. Recuperação é a remoção de refrigerante de um sistema para armazená-lo em um tanque externo; reciclagem envolve a limpeza do refrigerante por meio de um separador de óleo e de um filtro secador para reutilização; reprocessamento envolve a fabricação de novos produtos a partir do refrigerante.

2.6.3 Propriedades e características dos refrigerantes

A preservação da camada de ozônio e a redução do aquecimento global são pontos prioritários para selecionar um refrigerante. Além desses, outros fatores devem ser observados: segurança, deslocamento volumétrico do compressor por unidade de capacidade de refrigeração, desempenho do ciclo de refrigeração, propriedades físicas e características operacionais.

Segurança

As fugas ou vazamentos de refrigerante podem ocorrer em juntas de tubulações, selos de vedação e em partes do sistema durante a sua instalação ou operação, ou ainda por acidente. Deste modo, os refrigerantes devem apresentar segurança aceitável para os seres humanos e processos de fabricação, com pouca ou nenhuma toxicidade e inflamabilidade. De acordo com a norma ANSI/ASHRAE 34−1992, a toxicidade dos refrigerantes é classificada em Classe A ou B. Na Classe A estão os de menor toxicidade e menos perigosos. Refrigerante Classe A é aquele que não apresenta nenhuma toxicidade quando sua concentração é menor ou igual a 400 ppm (partes por milhão em massa). Refrigerante Classe B são os mais perigosos e apresentam evidências de toxicidade em concentração igual ou menor a 400 ppm. Refrigerantes HCFC−22, HFC−134a, CFC−11, CFC−12 e R−718 (água) pertencem a Classe A (grupo de baixa toxicidade). HCFC−123 e R−717 (amônia) pertencem a Classe B (grupo de alta toxicidade). Os refrigerantes inflamáveis explodem quando em contato com fogo, centelhas ou faíscas que provocam sua ignição. Por isso, serviços de soldagem e brasagem não podem ser executados próximo desses gases. A norma ANSI/ASHRAE 34−1992 classifica a inflamabilidade dos refrigerantes em Classes 1, 2 e 3. Classe 1: nenhuma propagação de chama no ar à 18oC e 101 kPa. Classe 2: menor limite de inflamabilidade (LFL = Lower Flammability Limit) maior do que 0,10 kg/m3 à 21oC e 101 kPa e calor de combustão menor do que 19.000 kJ/kg. Classe 3: elevada inflamabilidade, como definida pelo LFL, menor do que ou igual a 0,10 kg/m3 à 21oC e 101 kPa e calor de combustão maior ou igual a 19.000 kJ/kg. Os refrigerantes HCFC−22, HFC−123, HFC−134a e a maioria dos CFC's não são inflamáveis. Misturada ao ar, em concentrações entre 16 e 25% em volume, R−717 (amônia), é altamente explosivo, apesar de se enquadrar no grupo de baixa inflamabilidade. O código de classificação da segurança dos refrigerantes reflete uma combinação de sua toxicidade e inflamabilidade. De acordo com a norma ANSI/ASHRAE 34−1992, os grupos de segurança são os seguintes:

A1 Baixa toxicidade e nenhuma propagação de chama A2 Baixa toxicidade e baixa inflamabilidade A3 Baixa toxicidade e alta inflamabilidade B1 Alta toxicidade e nenhuma propagação de chama B2 Alta toxicidade e baixa inflamabilidade B3 Alta toxicidade e alta inflamabilidade

Os refrigerantes HCFC−22 e HFC–134a estão no grupo de segurança A1, o HFC−123 está no B1 e R−717 (amônia) no B2. Vide ASHRAE Fundamentals 2001 para classificação de outros refrigerantes.

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Tabela 2.4 − Aplicações e características de fluidos refrigerantes alternativos.

REFRIGERANTE APLICAÇÕES CARACTERÍSTICAS HCFC 123 Em centrífugas de baixa pressão, tanto em

equipamentos novos como para retrofit do R- 11.

Não deve ser usado em outra aplicação que não seja fluido refrigerante. Alta eficiência energética em equipamentos novos. Não inflamável

HCFC 124 Retrofit do R-114, para ambientes com alta temperatura de condensação.

Capacidade de resfriamento 80% superior ao R-114. Necessário avaliar detalhadamente o sistema. Não inflamável.

HFC 134a Em equipamentos novos e para retrofit do R-12 em aplicações de média temperatura, tais como, refrigeradores, freezers, centrífugas e ar condicionado automotivo.

Não inflamável. ODP = 0 (não danifica a camada de ozônio). Usado com óleo lubrificante sintético em ar condicionado automotivo. Pressão de sucção similar ao R-12. Menor temperatura de descarga.

HCFC 401A (mistura)

Retrofit do R-12 em refrigeração comercial e doméstica para temperaturas de evaporação acima de − 23 oC.

Pode trabalhar com óleo mineral. Redução do consumo de energia e aumento de 10% na capacidade de refrigeração. Redução da quantidade de fluido utilizada em relação ao R-12 (cerca de 85% da carga original).

HCFC 401B (mistura)

Retrofit do R-12 e R-500 para baixa temperatura e alta capacidade, com temperatura de evaporação abaixo de − 23 oC.

Pode trabalhar com óleo mineral. Redução do consumo de energia e aumento de 15% na capacidade de refrigeração. Redução da quantidade de fluido utilizada em relação ao R-12 (cerca de 85% da carga original).

HCFC 402A (mistura)

Retrofit do R-502 em refrigeração comercial de baixa e média temperatura.

Pode trabalhar com óleo mineral. Pressão de sucção e temperatura de descarga similar ao R-502. Aumento de 10% em média na capacidade de refrigeração.

HCFC 402B (mistura)

Retrofit do R-502 em máquinas de gelo e condicionadores de gabinete (self-contained).

Pode trabalhar com óleo mineral. Pressão de sucção similar a do R-502, porém com temperatura de descarga superior. Aumento de 5% em média na capacidade de refrigeração.

HFC 404A (mistura)

Novos equipamentos e retrofit do R-502 em refrigeração comercial.

Utiliza óleo lubrificante sintético. Menor temperatura de descarga em comparação ao R-502. Pressão de sucção e capacidade de refrigeração similar ao R-502.

HFC 407C (mistura)

Novos equipamentos e retrofit do R-22 em ar condicionado e bombas de calor.

Utiliza óleo lubrificante sintético. Mesma capacidade de refrigeração do R-22.

HFC 410A (mistura)

Somente em equipamentos novos. Novos equipamentos desenvolvidos para este refrigerante possuem capacidade de refrigeração 60% superior aos que utilizam R-22. Menor temperatura de descarga com relação ao R-22.

HCFC 409A (mistura)

Retrofit do R-12 em refrigeração comercial e doméstica.

Pode trabalhar com óleo mineral. Redução do consumo de energia e aumento da capacidade de refrigeração. Redução na quantidade de fluido refrigerante utilizada em relação ao R-12 (cerca de 85% da carga original).

HCFC 408A (mistura)

Retrofit do R-502 para refrigeração comercial. Pode trabalhar com óleo mineral. Mesma capacidade de refrigeração do R-502. Temperatura de descarga superior ao R-502. Redução na quantidade de fluido refrigerante utilizada em relação ao R-12 (cerca de 85% da carga original).

HFC 507 (mistura azeotrópica)

Novos equipamentos e retrofit do R-502 em refrigeração comercial.

Trabalha na mesma faixa de temperatura que o R-502, com rendimento similar porém com maior capacidade de refrigeração.

HFC 508B (mistura azeotrópica)

Novos equipamentos e retrofit do R-13 para temperaturas extremamente baixas (− 80oC no evaporador) de sistemas em cascata.

Menor temperatura na descarga do compressor. Capacidade de refrigeração 30% maior se comparada ao R-13.

R-717 (Amônia) Refrigeração industrial e comercial. Inflamável. Incompatibilidade com o cobre. Baixo limite de exposição (alto grau de toxicidade).

R-290 (Propano) Refrigeração comercial para baixas temperaturas.

Inflamável.

R-600A (Isobutano)

Refrigeração comercial e doméstica. Inflamável.

Deslocamento volumétrico do compressor por kW de capacidade de refrigeração

Expressa a relação entre a vazão volumétrica ideal de refrigerante e a capacidade de refrigeração que o compressor pode desenvolver. Nos compressores de deslocamento positivo, o deslocamento do compressor determina o seu tamanho e isto é usado como um critério para seleção do refrigerante. O deslocamento do compressor depende principalmente da entalpia de vaporização do refrigerante e de seu volume específico na pressão de sucção: o primeiro deve ser grande e o segundo pequeno, para que o compressor seja o menor possível. A Tabela 2.5 mostra valores comparativos de diversos refrigerantes no ciclo ideal de refrigeração por compressão de vapor por kW de capacidade de refrigeração produzido. Diversas informações podem ser obtidas. Por exemplo, o efeito refrigerante da amônia é o maior de todos (1.102,23 kJ/kg); porém, seu volume específico na sucção também é alto (0,5106 m3/kg) fazendo com que o efeito desse sobre o deslocamento do compressor seja contrário àquele. Mesmo assim, se comparado ao R–12, 22 e 134a o compressor para amônia ainda apresentará o menor deslocamento, e, consequentemente,

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menor tamanho. Por outro lado, a temperatura na descarga do compressor de amônia é bem maior que para os outros refrigerantes exigindo um circuito de água para resfriamento de cilindros e cabeçotes.

Tabela 2.5 – Desempenhos de refrigerantes por kW de capacidade de refrigeração (ASHRAE Fundamentals 2005).

NOTA: Dados baseados em –15°C de evaporação e + 30°C de condensação. Os sistemas de refrigeração que usavam o CFC−12 agora usam o HFC−134a. As implicações dessa substituição podem então ser observadas. O efeito refrigerante do HFC−134a é 29,3 % maior, porém seu volume específico na sucção também é 33,9 % maior, resultando num deslocamento do compressor 3,6 % maior. Como os outros parâmetros mostrados são praticamente da mesma ordem de grandeza essa substituição ocorrerá sem nenhum problema de ordem termodinâmica e de tecnologia.

Coeficiente de performance ou desempenho (COP)

O COP, mostrado na Tabela 2.5, relaciona o efeito refrigerante e o trabalho de compressão isentrópico do ciclo para valores determinados de temperaturas de evaporação e de condensação. Geralmente, nos compressores abertos de deslocamento positivo o denominador do COP é a potência de eixo; já nos herméticos e semi−herméticos é a potência elétrica consumida. Obviamente, o COP baseado na potência de eixo ou na potência elétrica é menor do que o COP baseado na potência de compressão isentrópica. De qualquer maneira, quanto maior o COP menor será o gasto de energia para produzir a mesma capacidade de refrigeração. Observa−se na penúltima coluna que a maior freqüência de valores está entre 4,4 e 4,8. Deste modo, pode-se considerar que numa análise preliminar em geral se obtém 4,6 kW de refrigeração por kW consumido no compressor.

Propriedades termofísicas

A Tabela 2.6 mostra as propriedades termofísicas de alguns refrigerantes que são de importância fundamental para o desempenho e segurança operacional dos sistemas de refrigeração:

•Pressão de evaporação e de condensação. É preferível um refrigerante no qual a pressão de evaporação seja maior do que a pressão atmosférica, para impedir que o vapor d'água e outros gases não−condensáveis presentes no ar penetrem no sistema. Podem ocorrer problemas de solidificação e formação de ácidos devida à presença de umidade e aumento da pressão de condensação devido aos gases não−condensáveis.

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A pressão de condensação deve ser a mais baixa possível, visto que pressões elevadas implicam em construções mais robustas (pesadas) do compressor, tubulações de descarga e de líquido, condensador e outros componentes. Além disso, podem exigir um compressor centrífugo de alta rotação para obtê-las.

Tabela 2.6 – Propriedades termofísicas de refrigerantes (ASHRAE Fundamentals 2005).

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•Temperatura de descarga. É preferível um refrigerante com temperaturas na descarga do compressor abaixo de 100°C. Temperaturas acima de 150°C podem carbonizar o óleo lubrificante e danificar as válvulas de descarga. A amônia apresenta a mais alta temperatura de descarga entre os refrigerantes mais usados (vide última coluna da Tabela 2.5).

•Propriedades dielétricas. São importantes em refrigerantes que entram em contato direto com os motores elétricos, como acontece nos compressores herméticos e semi–herméticos. A constante dielétrica da maioria dos CFC's é da mesma ordem de grandeza que a do ar. Os valores dessas propriedades são encontrados em ASHRAE Fundamentals 2005.

•Condutibilidade térmica. A condutibilidade térmica do refrigerante está relacionada com a eficiência de transferência de calor no evaporador e no condensador. A condutibilidade do vapor é sempre menor que a do líquido. Condutibilidade térmica elevada significa também maior transferência de calor nos trocadores de calor. Valores dessas propriedades podem ser encontrados em tabelas de propriedades termodinâmicas de refrigerantes apresentadas no Apêndice.

Características operacionais

As principais características operacionais dos refrigerantes são: a inércia química (efeitos sobre os materiais com os quais entram em contato), a miscibilidade com o óleo lubrificante e a detecção de fugas.

•Inércia química. Um refrigerante inerte não reage com outros materiais (metais, elastômeros e plásticos) evitando corrosão, erosão ou danos aos componentes do circuito de refrigeração. Em condições normais de uso os halogenados são compatíveis com todos os metais exceto com magnésio, zinco e ligas de alumínio contendo 2% de magnésio, especialmente na presença de água. A amônia, na presença de água, corrói o cobre e suas ligas. Quando há contaminação por água em sistemas usando dióxido de enxofre, forma-se um ácido que ataca rapidamente o aço e mais lentamente outros metais. CUIDADO: Não usar R−40 (Clorometano, CH3Cl) com alumínio, pois isso produz um gás altamente inflamável e o perigo de explosão é elevadíssimo.

•Miscibilidade com o óleo lubrificante. Quando pequenas quantidades de óleo se misturam ao refrigerante, isso ajuda a lubrificar os pistões, as válvulas de descarga e outras partes móveis do compressor. Esse óleo deve retornar ao compressor, vindo do condensador, do evaporador e das tubulações de refrigerante, proporcionando sua lubrificação contínua. Por outro lado, o refrigerante pode diluir o óleo reduzindo seu efeito lubrificante, e quando esse óleo adere aos tubos no condensador e no evaporador forma películas que reduzem as taxas de transferência de calor. O HCFC−22 é parcialmente miscível, o HFC−134a é fortemente miscível e R−717 (amônia) é imiscível com o lubrificante. As medidas para garantir o retorno de óleo ao compressor devem ser tomadas durante o projeto do sistema de refrigeração, pois uma lubrificação inadequada pode causar desgaste prematuro e quebras de suas partes móveis. Quando o CFC−12 é substituído pelo HFC−134a deve ser usado um lubrificante sintético compatível.

•Detecção de fugas. As fugas de refrigerante devem ser facilmente detectadas, caso contrário, ocorrerá uma redução gradual da capacidade de refrigeração atingindo uma eventual parada do sistema. Além disso, fugas de halogenados causam depleção da camada de ozônio. A maioria dos CFC's, HCFC's e HFC's são incolores e inodoros. Desse modo, as fugas podem ser detectadas de três formas: Lamparina Halide: Este método é simples e rápido. Quando o ar escoa sobre um elemento de cobre aquecido por uma chama de álcool metílico (de cor azulada), os vapores de CFC se decompõem e mudam a coloração da chama para verde (em pequenas fugas) ou para azul−avermelhada (em grandes fugas); Detector eletrônico: Este tipo de equipamento mostra a variação de uma corrente elétrica devido à ionização do refrigerante decomposto entre dois eletrodos com cargas opostas. É muito sensível, mas não pode ser usado onde o ar ambiente contém vapores inflamáveis ou explosivos. Detecção por bolhas: Uma solução de sabão ou detergente é passada sobre os pontos suspeitos, e caso haja vazamento observa−se a formação de bolhas. Os vazamentos de amônia são rapidamente identificados por seu odor característico mesmo em pequenas fugas. Pode−se usar também um papel indicador que muda de cor na presença de gases de amônia.

2.7 Refrigerantes primários alternativos

O equilíbrio de fases em misturas binárias homogêneas é fundamental para o entendimento de como funcionam alguns dos refrigerantes alternativos (misturas zeotrópicas) que estão sendo usados nos sistemas de refrigeração por compressão mecânica de vapor, em substituição aos tradicionais.

2.7.1 Equilíbrio de fases em misturas homogêneas

Para estudar o equilíbrio de fases, considere a mistura homogênea e submetida a uma pressão constante dentro do vaso, mostrado na Figura 2.46(a). A substância mais volátil é designada pelo subscrito i . A mistura está na fase líquido por causa da baixa temperatura, porém não solidificada. A adição de calor aumenta a temperatura da mistura e provoca formação de vapor, como visto na Figura 2.46(b). Se a adição de calor continuar, eventualmente a temperatura será tão elevada que restará somente vapor dentro do vaso, como visto em 2.46(c). O diagrama T−X (temperatura−concentração) será usado para explorar alguns detalhes dessa situação.

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Figura 2.46 − Mistura dos componentes no vaso de pressão constante.

A Figura 2.47 é um diagrama T− X típico, válido em determinada pressão. A Figura 2.46(a), mostra o vaso preenchido com mistura líquida, de fração molar Xi,0 e temperatura T0 , que corresponde ao ponto 0 no diagrama T− X. Com a adição de calor a temperatura da mistura aumenta. O ponto no qual se inicia a formação de vapor é chamado de ponto de bolha (bubble point): as primeiras bolhas se formarão à temperatura T1, correspondente ao ponto 1 no diagrama. A curva de vaporização corresponde ao lugar geométrico dos pontos de bolha para as várias frações molares de líquido Xi .

Figura 2.47 − Diagrama T− X para mistura binária zeotrópica.

No início do processo de vaporização, a fração molar da substância mais volátil é maior no vapor do que no líquido. A vaporização inicia-se pela substância mais volátil e o diagrama T−X mostra esse comportamento. Em T1 , o vapor formado apresenta uma fração molar da substância i dado por Yi,1 . Se permanecer a adição de calor à pressão constante o fluido mais volátil continuará vaporizando, reduzindo a fração molar Xi , de modo que a temperatura necessária para manter o processo aumenta. Novamente, o diagrama T− X ilustra essa situação; no ponto 2 a fração molar de i no líquido é reduzida para Xi,2 e no vapor a fração molar de i é igual à Yi,2 . A temperatura necessária para vaporizar a mistura aumenta para T2. O ponto 2 no diagrama T− X corresponde à situação física mostrada na Figura 2.46(b). Continuando o aquecimento, todo o líquido vaporiza-se à temperatura T3. Neste ponto, a fração molar de i no vapor Yi,3 iguala-se à fração molar inicial de i na mistura líquida Xi,1 = Xi,0 . Essa igualdade é necessária em função da conservação da massa para cada substância. Depois disso, qualquer adição de calor simplesmente aumenta a temperatura do vapor. O ponto final 4 corresponde à situação física mostrada na Figura 2.46(c). Iniciando no ponto 4, a remoção de calor conduz ao ponto 3, e se essa remoção continuar formam−se gotas ricas na substância menos volátil. Esse ponto é denominado de ponto de gota (dew point) e o lugar geométrico desses pontos é denominado de curva de condensação. A remoção de calor conduzirá a um processo inverso através de 3, 2 e 1 até chegar ao ponto 0. Por causa da mudança na composição, a temperatura para vaporizar (ou condensar) esse tipo de mistura varia durante o processo. Esse tipo de mistura é denominado de zeotrópica. A maioria das misturas apresenta um diagrama T− X com um comportamento semelhante ao descrito, entretanto, algumas podem apresentar comportamento bastante diferente. Se as curvas de vaporização e de condensação se cruzam em

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algum outro ponto que não sejam os finais, a mistura exibe um comportamento azeotrópico naquela composição. A Figura 2.48 mostra essa situação ocorrendo no ponto a. Se a mistura líquida dentro do vaso, que apresenta fração molar Xa , for vaporizada o vapor formado tem a mesma fração molar Ya. Assim, a adição de calor à pressão constante não provoca nenhuma variação de composição ou de temperatura. Um comportamento perfeitamente azeotrópico é incomum, sendo mais usual um comportamento quase−azeotrópico. A composição azeotrópica depende da pressão, de modo que a influência das pressões operacionais deve ser considerada no comportamento da mistura. Misturas refrigerantes azeotrópicas ou quase−azeotrópicas têm vasto campo de aplicação. As propriedades da mistura azeotrópica são tais que podem ser tratadas como propriedades de uma substância pura. Misturas zeotrópicas, por sua vez, exigem tratamento especial através das equações de estado com regras de mistura apropriadas. Misturas de refrigerante com lubrificante são zeotrópicas e podem ser tratadas do mesmo modo.

Figura 2.48 − Diagrama T − X para mistura binária azeotrópica.

2.8 Refrigerantes secundários

Em temperaturas acima de 0°C a água é o fluido de transferência de calor mais utilizado para transportar uma carga de refrigeração até o evaporador. Abaixo desta temperatura são utilizados os fluidos de transferência de calor, também conhecidos como refrigerantes secundários, que podem ser:

• Soluções aquosas de sais inorgânicos: salmouras de cloreto de sódio e cloreto de cálcio; • Soluções aquosas de compostos orgânicos: soluções de etilenoglicol e propilenoglicol.

Na seleção dos refrigerantes secundários devem ser observados os seguintes fatores: •Ponto de congelamento: deve ser superior a menor temperatura de trabalho; •Tipo de aplicação: a possibilidade de contaminação do produto resfriado deve ser verificada; •Custo: a carga inicial e a quantidade necessária para reposição influenciam o custo; •Segurança: deve ser verificada a toxicidade e a inflamabilidade da solução; •Comportamento térmico: é determinado pela viscosidade, peso específico, calor específico e condutibilidade térmica; •Compatibilidade com materiais: as canalizações e os equipamentos exigem uma solução quimicamente estável e relativamente isenta de propriedades corrosivas; •Regulamentação: observar códigos federais, estaduais e municipais.

Salmouras

Uma solução salina aquosa (salmoura) tem uma concentração em que seu ponto de congelamento é mínimo. Esta concentração denomina−se eutética e a temperatura de congelamento correspondente é a temperatura eutética. Em qualquer outra concentração a solução congela numa temperatura maior do que a eutética. A Figura 2.49 mostra a dependência entre o ponto de congelamento (temperatura) e a porcentagem de soluto (concentração) na salmoura. Se a temperatura de uma salmoura cuja concentração é inferior a eutética cai abaixo do ponto de solidificação, formam-se cristais de gelo e a concentração da solução residual aumenta até alcançar o ponto eutético. Abaixo da temperatura eutética forma-se uma mistura de gelo e solução eutética congelada. Se a concentração é superior a eutética e a temperatura cai abaixo do ponto de solidificação, cristais do sal se depositam e a concentração diminui até o ponto eutético. Abaixo da temperatura eutética forma-se uma mistura de sal e solução eutética solidificada.

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As salmouras mais utilizadas são as de cloreto de sódio e cloreto de cálcio. Embora mais baratas, apresentam o inconveniente de ser as mais corrosivas. Para reduzir seu potencial corrosivo são adicionados inibidores de corrosão como o cromato de sódio, eficiente e de baixo custo. A salmoura de cloreto de cálcio requer um mínimo de 1.800 mg/kg de cromato de sódio para obter pH de 6,5 a 8,5; a de cloreto de sódio de 3.600 mg/kg para obter a mesma faixa de pH. O nitrato de sódio também pode ser usado com 3.000 mg/kg para a salmoura de cálcio e 4.000 mg/kg para a de sódio para controle de pH entre 7,0 e 8,5. Inibidores orgânicos são usados onde não se pode usar cromatos e nitratos.

Figura 2.49 – Ponto de solidificação vs. concentração de soluto.

A salmoura de cloreto de sódio é mais barata do que a de cloreto de cálcio, porém não pode ser usada abaixo de seu ponto eutético de −21°C. A salmoura de cloreto de cálcio em aplicações comerciais não apresenta desempenho satisfatório abaixo de −40°C, embora seu ponto eutético seja −55°C. A Figura 2.50 apresenta as curvas de ponto de congelamento em função da concentração para as salmouras de cloreto de cálcio e de sódio. Informações complementares de propriedades termofísicas são obtidas em ASHRAE Fundamentals 2005.

Figura 2.50 – Curvas de ponto de congelamento para salmouras de cloreto de sódio e de cálcio.

Etilenoglicol e propilenoglicol

São usadas como anticongelantes orgânicos em soluções aquosas. Devido ao seu potencial de corrosão devem ser utilizados inibidores de pH. Suas principais características são: a capacidade de reduzir o ponto de congelamento da água e a baixa volatilidade. As soluções de etilenoglicol apresentam propriedades físicas melhores do que as de propilenoglicol. Entretanto, a menor toxicidade do propilenoglicol o torna preferível em aplicações envolvendo possível contato humano ou onde as leis e códigos locais assim o exigem. Ambos são líquidos incolores e praticamente inodoros, miscíveis com água e com muitos outros compostos orgânicos. A Tabela 2.7 apresenta algumas propriedades dessas substâncias.

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O etilenoglicol e o propilenoglicol quando puros são geralmente menos corrosivos do que a água para os metais normalmente usados na construção dos equipamentos. Entretanto, em soluções aquosas esses glicóis tornam−se tão corrosivos quanto a água, e essa corrosividade pode aumentar com o uso se não forem usados inibidores. Sem eles os glicóis oxidam−se produzindo ácidos. A taxa de oxidação depende da temperatura, grau de aeração, e, em menor escala, da combinação particular dos componentes metálicos em contato com a solução. A maioria dos materiais pode ser usada com soluções de glicóis com exceção do aço galvanizado, pois o zinco da galvanização reage com os inibidores comerciais normalmente usados.

Tabela 2.7 − Propriedades do etilenoglicol e do propilenoglicol (ASHRAE Fundamentals 2005)

Propriedade Etilenoglicol Propilenoglicol Massa molecular relativa 62,07 76,10 Densidade a 20°C [kg/m3] 1.113 1.036 Ponto de ebulição [°C] 101,30 kPa 6,67 kPa 1,33 kPa

198 123 89

187 116 85

Pressão do vapor a 20°C [Pa] 6,7 9,3 Ponto de congelamento [°C] −12,7 −51,0 Viscosidade [mPa.s] 0°C 20°C 40°C

57,4 20,9 9,5

24,3 60,5 18,0

Calor específico a 20°C [kJ/kg.K] 2,347 2,481 Calor de fusão à −12,7°C [kJ/kg] 187 −−− Calor de vaporização a 101,3 kPa [kJ/kg] 846 688 Calor de combustão a 20°C [MJ/kg] 19,246 23,969

Observa−se que para concentração em massa de etilenoglicol acima de 60 % o ponto de congelamento da solução aumenta, e sua temperatura eutética é – 48,3°C. Para concentrações em massa acima de 60 % as soluções aquosas de propilenoglicol não têm ponto de congelamento definido, e sua temperatura eutética é –51,1°C. Ao invés de congelar a solução assume a consistência de uma gelatina endurecida, devido à elevada viscosidade do líquido sub−resfriado.A temperatura de operação mínima para soluções de etilenoglicol é −23°C e para o propilenoglicol é −18°C. Abaixo dessas temperaturas a viscosidade das soluções aumenta drasticamente, aumentando a potência de bombeamento e reduzindo os coeficientes convectivos de transferência de calor.

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U1IDADE 3 CICLOS DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO MECÂ1ICA DE VAPOR

Nesta unidade, abordaremos o sistema por compressão mecânica de vapor, que é o mais utilizado em instalações de ar condicionado para conforto e em refrigeração comercial. Iniciaremos com os processos de transferência de calor e trabalho, a compressão adiabática reversível (isentrópica), a análise sobre o diagrama pressão × entalpia, a determinação das propriedades termodinâmicas dos refrigerantes nos vários pontos do ciclo e os efeitos das temperaturas de evaporação e de condensação sobre os parâmetros do ciclo. Apresentaremos um modelo matemático para analisar os compressores alternativos e discutiremos os ciclos de refrigeração com duas temperaturas de evaporação e de compressão por estágios.

3.1 Ciclo ideal de refrigeração

Se um fluido assume estados termodinâmicos sucessivos e retorna ao seu estado inicial diz-se que ele percorreu um ciclo. Em refrigeração, o fluido primário (refrigerante) evapora e condensa ao absorver e rejeitar calor, respectivamente, no evaporador (para o fluido a ser resfriado) e no condensador (para o fluido de resfriamento). É este fluido primário que percorre o ciclo termodinâmico. O fluido a ser resfriado, designado também de refrigerante secundário, pode ser o ar, a água ou mesmo uma salmoura (solução aquosa de sal). O arranjo básico dos componentes do ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor, apresentado na Figura 3.1 será usado para identificar os processos que ocorrem.

Figura 3.1 – Processos do ciclo padrão de refrigeração por compressão mecânica de vapor.

No evaporador, o refrigerante primário recebe calor do fluido a ser resfriado e muda de fase de líquido para vapor.

A temperatura de evaporação eT é a temperatura de saturação correspondente à pressão de evaporação eP . Essa pressão

deve ser suficiente para que a temperatura de evaporação seja menor do que a do fluido a ser resfriado. Para manter a pressão de evaporação o compressor aspira vapor à mesma taxa em que é produzido no evaporador. No compressor, a pressão do vapor é elevada até que a temperatura de saturação correspondente à pressão de descarga seja maior do que a do fluido de resfriamento; esse fluido geralmente é o ar atmosférico ou a água. O fluido de resfriamento remove calor do

refrigerante que muda de fase de vapor para líquido à pressão de condensação cP . O líquido saturado deixa o condensador,

passa pelo dispositivo de expansão e tem sua pressão reduzida de cP para eP . No processo de expansão (redução de

pressão) parte do líquido evapora. Isso ocorre porque o líquido ao entrar no dispositivo de expansão está próximo do ponto de ebulição na pressão de condensação, e, quando efeitos viscosos e de aceleração na válvula reduzem a pressão o refrigerante não pode mais existir somente como líquido e parte dele evapora. Essa fração que evapora recebe calor do restante que permanece líquido. Assim, o refrigerante que deixa o dispositivo de expansão em direção ao evaporador é mistura líquido−vapor à pressão de evaporação. No evaporador, a fração de líquido na mistura vaporiza ao receber calor do fluido a ser resfriado. A fração de vapor na mistura (denominada flash de gás) não produz refrigeração útil no evaporador,

porém, já serviu ao seu propósito de reduzir a temperatura do restante do líquido de cT para eT . A fração de vapor na

mistura é um dado prático importante; embora seja uma fração pequena da vazão mássica total (aproximadamente 15%), em termos de vazão volumétrica pode alcançar valores relativamente significativos (98% para a amônia).

A Figura 3.2(a) mostra a temperatura de evaporação eT menor do que a do fluido a ser resfriado bT e a

temperatura de condensação cT maior do que a do fluido de resfriamento wT (ar ou água), pois o fluxo de calor ocorre

sempre da maior para a menor temperatura. A Figura 3.2(b) mostra as variações de volume específico do refrigerante ao percorrer o ciclo, sendo que os pontos numerados correspondem aos mostrados na Figura 3.1. As curvas SL e SV são os volumes específicos de líquido e vapor saturados. Para iniciar, considera-se que o vapor na saída do evaporador (ponto 1) é saturado seco e o líquido que deixa o condensador (ponto 3) também está saturado. O processo 1−2 corresponde à

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compressão do vapor desde a pressão de evaporação (Pe) com volume específico ν1 até a pressão de condensação Pc com volume específico ν2 sendo ν2<ν1. O ponto 2 é vapor superaquecido. A temperatura no ponto 2 é maior do que a temperatura de condensação Tc correspondente à pressão P2 = Pc. Para o vapor condensar ele deve ser resfriado até atingir a condição de vapor saturado à pressão constante Pc; durante esse processo sua temperatura cai de T2 para Tc. A condensação ocorre à pressão constante Pc e no final tem-se líquido saturado (ponto 3). O processo 3-4 ocorre no dispositivo de expansão: a pressão cai de P3 a P4 = Pe e o volume específico aumenta de ν3 para ν4 , devido à formação de vapor. É representado por uma linha tracejada porque os estados intermediários do fluido durante o processo não são conhecidos com precisão. O ponto 4 pode ser identificado pelo título, x4, que é a fração de vapor na vazão mássica total. O volume específico da mistura é a soma dos volumes de líquido e de vapor, ou seja:

( ) e,vel,44 vxvxv 41 +−= (3.1) onde νl,e e νv,e são os volumes específicos do líquido e do vapor saturado na temperatura de evaporação, Te. A vaporização do líquido remanescente no evaporador é representada pelo processo 4−1 e ocorre à pressão constante Pe. Durante o processo o volume específico aumenta de ν4 para ν1 e o refrigerante retorna ao estado original de onde essa análise começou. O ciclo de operações percorrido pelo refrigerante é denominado de ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor.

Figura 3.2 – Curvas: (a) pressão × temperatura de saturação; e (b) pressão × volume específico.

3.1.1 Transferências de calor e trabalho

O compressor realiza trabalho sobre o refrigerante e transferências de calor para e do refrigerante ocorrem em vários pontos do ciclo. As transferências de calor mais significativas ocorrem no evaporador e no condensador; outras acontecem no compressor e nas tubulações, sendo que esta última será desprezada na análise aqui feita.

A taxa de transferência de calor no evaporador, eQ & , corresponde à capacidade de refrigeração da instalação. O

trabalho do compressor, cW & , é usado para circular o refrigerante e manter a instalação funcionando. O coeficiente de

desempenho do ciclo (COP – Coeficient of Performance) é definido por:

c

e

W

Q COP

&

&

= (3.2)

Se conQ & é a taxa de calor cedida no condensador e cQ

& a taxa de transferência de calor do compressor para a

vizinhança, um balanço de energia (primeira lei da termodinâmica) em regime permanente, aplicado ao sistema resulta em:

ccdce QQWQ &&&& +=+ (3.3)

Num volume de controle qualquer, a equação do balanço de energia em regime permanente é dada por:

 

  

 ++−

  

 ++=+ 1

2 1

12

2 2

2 22 gZ

V hmgZ

V hmWQ rr &&

&& (3.4)

onde: Q& , taxa de transferência de calor através da superfície de controle; W& , taxa de transferência de trabalho através da

superfície de controle; rm& , vazão mássica de fluido através do componente; h , entalpia específica do fluido; V , velocidade

do fluido; g , constante gravitacional; Z , altura referente a um nível. A Equação (3.4) pode ser aplicada a cada componente do ciclo individualmente. Os subscritos 1 e 2 referem-se, respectivamente, aos estados de entrada e saída do fluido no volume de controle. Por convenção, calor e trabalho ao entrar

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no volume de controle assumem sinal positivo. Na maioria dos fins práticos, não é necessária a inclusão de todos os termos desta equação. Em instalações de refrigeração os termos em Z podem ser desprezados em determinados componentes, embora eles sejam importantes nos casos de redes de tubulações de fluidos que conectam os equipamentos. Os termos de velocidade representam à energia cinética específica, e também podem ser desprezados, embora seja conveniente antes disso checar alguns valores em termos de ordem de grandeza. A equação do balanço de energia será aplicada em cada componente do sistema, assumindo as simplificações antes feitas:

Compressor: estado de entrada 1, de saída 2, cc QQWW &&&& −== , . Daí:

( ) crc QhhmW &&& +−= 12 (3.5)

Condensador: estado de entrada 2, de saída 3, cdQQW &&& −== ,0 . Daí:

( )23 hhmQ rcd −= && (3.6)

Dispositivo de expansão: estado de entrada 3, de saída 4 e 0=W& . De fato, Q& é tão pequeno que pode ser desprezado. A rigor, ocorre uma transferência de calor para o refrigerante, visto que o corpo da válvula está mais frio que o ambiente

circundante. Entretanto, a área superficial da válvula não é grande e o quociente rm/Q & & é desprezível com relação aos

outros termos, particularmente com relação à variação de entalpia no evaporador. Os termos de energia cinética também são desprezados. Ao atravessar o orifício da válvula o refrigerante desenvolve uma energia cinética considerável. Entretanto, a superfície de controle intercepta o fluxo de refrigerante à jusante do orifício, num ponto onde essa energia cinética já foi dissipada por efeitos viscosos. Assim:

( )340 hhmr −= & (3.7) e

34 hh = (3.8) Essa equação determina o estado do refrigerante na saída da válvula, e permite que o ponto 4 seja localizado. A entalpia específica da mistura em 4 é obtida por:

( ) evel hxhxh ,4,44 1 +−= (3.9) onde: hl,e e hv,e são, respectivamente, as entalpias específicas do líquido e do vapor saturado à pressão de evaporação Pe. Daí:

e,le,v

e,l

hh

hh x

− = 44 (3.10)

Evaporador: estado de entrada 4, de saída 1, eQQW &&& == ,0 . Daí:

( ) ( )3141 hhmhhmQ rre −=−= &&& (3.11) A Equação (3.11) é obtida se a superfície de controle envolve simultaneamente o evaporador e a válvula de expansão. Neste caso, não é necessário desprezar a pequena transferência de calor para a válvula, visto que ela está incluída

em eQ & . Isto corresponde à situação real em que a válvula é instalada muito próxima do evaporador e, portanto, dentro do

espaço refrigerado.

A capacidade de refrigeração eQ & é uma quantidade importante que depende de dois fatores: a vazão mássica de

refrigerante, rm& , que depende da vazão mássica de vapor bombeado pelo compressor e da diferença de entalpia específica

(h1−h3), que depende do tipo de refrigerante usado e das condições de operação. O termo (h1−h3) é denominado de efeito refrigerante específico. A vazão mássica de refrigerante em qualquer ponto do ciclo relaciona−se com a vazão por:

νrmV && = (3.12)

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onde: v é o volume específico. A vazão mássica de refrigerante na entrada do compressor é particularmente importante e estabelecerá o tamanho do compressor. Introduzindo o volume específico na entrada do compressor, v1, a Equação (3.12) torna−se:

11 νrmV && = (3.13)

onde: 1V & é a vazão de refrigerante na entrada (aspiração) do compressor. Substituindo a vazão mássica obtida pela Equação

(3.13) na Equação (3.11), tem-se:

( ) 1

31 1 ν

hh VQe

− = && (3.14)

Esta equação mostra que a capacidade de refrigeração é função de dois fatores: 1V & , vazão de vapor refrigerante na

entrada do compressor, que depende principalmente das dimensões e velocidade do compressor; e do termo ( ) 131 ν− hh , que é função do tipo de refrigerante e das condições de operação. Esse termo é denominado de efeito refrigerante volumétrico.

3.1.2 Compressão adiabática e reversível

Em alguns tipos de compressores, a vazão mássica é muito grande em relação à superfície disponível para troca de

calor com a vizinhança. Neste caso, a razão rc m/Q & & pode ser desprezada, já que a variação de entalpia específica ( )12 hh −

é muito maior. Assim, a Equação (3.5) assume a forma (3.15), onde subscrito ad indica que o processo de compressão é adiabático:

( )12, hhmW radc −= && (3.15)

O coeficiente de desempenho (COP), com base na compressão adiabática é obtido por:

12

31

hh

hh COPad −

− = (3.16)

e depende somente dos estados termodinâmicos nos quatro pontos principais do ciclo. Se for considerado que além de adiabático o processo de compressão é termodinamicamente reversível, então a entropia do refrigerante é constante durante a compressão, ou seja:

21 ss = (3.17) e o coeficiente de desempenho é dado por:

( ) ( )

s

r hh

hh COP

12

31

− −

= (3.18)

O subscrito s no denominador indica que a variação de entalpia específica é avaliada na condição da Equação (3.17). O subscrito r indica que o COP é avaliado para um processo reversível adiabático, ou seja, um processo isentrópico. O COPr é um parâmetro importante do ciclo que está relacionado ao refrigerante e às condições de operação. Na prática, um processo de compressão adiabático reversível não ocorre. Entretanto, é importante salientar o fato de que num processo adiabático o trabalho realizado é mínimo se o processo é reversível. A reversibilidade implica que a compressão ocorre de tal modo que é possível retornar ao estado inicial, por um processo de expansão, que corresponde ao caminho inverso do percorrido na compressão, e a mesma quantidade de trabalho pode ser extraída. Entretanto, isto só aconteceria se a força aplicada ao pistão, que comprime o vapor no cilindro, fosse contrabalançada pela força decorrente da pressão do fluido. Obviamente, desse modo não haveria movimento do pistão. Portanto, para iniciar o movimento do pistão a força deve ser aumentada (para compressão) ou relaxada (para expansão). Um processo reversível só pode ser conceituado a partir de uma série de estados de equilíbrio. Um processo real, que ocorre em tempo finito, sempre parte do equilíbrio. Se o processo isentrópico é adotado então a compressão é adiabática. Se durante o processo de compressão ocorre transferência de calor do vapor para a vizinhança então o trabalho é reduzido, pois aumenta a taxa de redução do volume.

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Se essa a taxa de transferência de calor é tal que a temperatura permanece constante, então a abordagem isotérmica deve ser usada. A compressão isotérmica (reversível) geralmente é adotada como padrão para compressores de ar, já que o ar está inicialmente na temperatura ambiente e é possível resfriá-lo durante toda a compressão. Entretanto, o vapor aspirado pelo compressor no ciclo de refrigeração está bastante frio e não é possível resfriá-lo durante a primeira parte da compressão. Se qualquer fonte mais fria estivesse disponível, não haveria necessidade de refrigeração! Então, só é possível realizar o resfriamento na parte final da compressão quando o vapor está quente. Entretanto, o tempo de contato entre o vapor e as paredes do cilindro é curto, e os baixos coeficientes de transferência de calor no vapor seco são razões práticas que tornam impossível obter altas taxas de resfriamento nos compressores modernos de alta velocidade. A potência de compressão isentrópica é obtida pela Equação (3.15), considerando a entropia constante, ou seja:

( ) srcs

hhmW 12 −= && (3.19) O termo entre parêntesis na Equação (3.19) é o trabalho de compressão isentrópica específico. Em termos de vazão de refrigerante na aspiração do compressor, tem-se:

( ) 1

12 1 ν

s cs

hh VW

− = && (3.20)

O termo ( ) 112 vhh s− é denominado trabalho de compressão isentrópica volumétrico, e representa o trabalho necessário para comprimir isentropicamente cada unidade de volume de vapor do estado 1 (aspiração) a 2 (descarga). Portanto, ele está relacionado com a potência necessária para acionar um compressor de determinado tamanho em dada velocidade. Verifica–se que esse termo tem dimensões de pressão: J/m3 = Nm/m3 = N/m2 = Pa. O desempenho do compressor real é relacionado ao do compressor isentrópico por uma eficiência isentrópica:

( ) rc

s s

mW

hh

&&

12 −=η (3.21)

onde rc

mW && é o trabalho específico real de um compressor operando entre os mesmos estados 1(inicial) e 2(final), com P2

= Pc. Assim, a potência necessária a um compressor real é obtida por:

( ) s

cs

s

sr c

Whhm W

ηη

&& & =

− = 12 (3.22)

A eficiência isentrópica não é uma eficiência no sentido exato da palavra, ou seja, a razão entre uma quantidade que sai e outra que entra no sistema. Na verdade, ela compara dois processos: um real (que acontece) e um ideal (que não acontecerá). Geralmente, seu valor é usado para obter uma estimativa rápida e superficial da potência de compressão, dado que valores aproximados são conhecidos para vários tipos de compressores: na faixa de 0,5 para compressores de refrigeração doméstica até 0,8 para grandes compressores de parafuso. Entretanto, esses valores variam rapidamente com as condições de operação e a eficiência isentrópica não serve para determinar o tamanho do motor de acionamento do compressor.

3.1.3 Desempenho de compressores alternativos

Nesta seção, o desempenho de compressores alternativos será abordado, pois sua análise permite um entendimento mais fácil do processo de compressão, que pode ser aplicada a outros tipos de compressores de deslocamento positivo. Inicialmente, um compressor ideal será examinado. Depois, as diferenças entre o compressor ideal e um real serão apresentadas e discutidas.

Compressor ideal

O compressor alternativo ideal não apresenta vapor residual dentro do cilindro no final do processo de descarga, e os processos internos que ocorrem são mostrados no diagrama P-V (pressão–volume) da Figura 3.17. Sucção D-A: processo adiabático com PA= P1, ou seja, pressão constante na linha de sucção; Compressão A-B: processo adiabático e reversível, ou seja, com entropia constante (isentrópico); Descarga B-C: processo adiabático com PB= P2, ou seja, pressão constante na linha de descarga.

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Figura 3.3 − Processos do compressor alternativo ideal sobre o diagrama P× V.

O volume de vapor aspirado pelo compressor ideal, VA, é igual ao volume deslocado, Vdes . O estado do vapor em A é igual ao do vapor na linha de sucção, denotado pelo subscrito 1. O volume específico Aν em A é o mesmo que 1ν em 1. Desse modo, a massa de vapor dentro do cilindro em A, é obtida por:

A

des A

V m

ν = (3.23)

A massa Am é a mesma massa de vapor descarregado Cm , visto que não ocorre nenhuma fuga de vapor até o

ponto C. O estado do vapor descarregado na tubulação de descarga é o mesmo que em B. A vazão de refrigerante deslocada pelo compressor é obtida por:

descildes V3 rpm

V ××= 60

& (3.24)

onde: rpm é o número de rotações por minuto do eixo de manivelas e 3cil o número de cilindros. Assim, a vazão mássica de refrigerante é obtida por:

1ν des

r

V m

&

& = (3.25)

O trabalho realizado na compressão adiabática e reversível do vapor de A até B é obtido por:

∫−=− B

A

V

V

sBA )dVPW (3.26)

onde a integração é realizada à entropia constante. Entretanto, esse não é todo o trabalho que o pistão realiza: há o trabalho

BVP2 para descarregar o vapor de dentro do cilindro e o trabalho AVP1 sobre o pistão para o vapor entrar no cilindro.

Assim, o trabalho líquido realizado pelo pistão durante a compressão é obtido por:

∫∫ =−+−= 2

1

12

P

P

sAB

V

V

sid )dPVVPVP)dVPW B

A

(3.27)

onde o subscrito id indica o trabalho realizado por um compressor ideal (área hachurada na Figura 3.3). O trabalho específico, ou seja, por unidade de massa de fluido, é obtido por:

∫ν= 2

1

P

P

sid )dPw (3.28)

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e a potência do compressor ideal com vazão desV & , por:

∫νν== 2

11

P

P

s des

idrid )dP V

wmW &

&& (3.29)

A integração da Equação (3.29) necessita da relação entre P e v durante a compressão isentrópica. Esta relação pode ser obtida das tabelas de vapor, seguindo uma linha de entropia constante e interpolando para determinar valores de P e v. Entretanto, esse procedimento tedioso pode ser eliminado se for utilizada a relação termodinâmica dada por:

dPvdsTdh += (3.30) e para entropia constante, tem-se:

ss )dPv)dh = (3.31) que integrada fornece:

( ) ∫=− 2

1

12

P

P

ss )dPvhh (3.32)

Daí, a Equação (3.30) é reescrita como:

( ) ( ) s

des srid

hh v

V hhmW 12

1 12 −=−=

&

&& (3.33)

Embora a Equação (3.33) seja uma forma direta de calcular a potência de compressão isentrópica, é comum também usar para integração da Equação (3.29) uma relação algébrica entre P e v durante a compressão. A forma mais usada é:

constvPvP kk == 2211 (3.34) onde k é o expoente de compressão isentrópica, aproximadamente constante durante a compressão, e é uma característica do refrigerante. Substituindo essa relação na Equação (3.29) e integrando, tem-se:

  

  

 −

  

− =

1 1

1

1

2 1

k

k

desid p

p

k

k PVW && (3.35)

Somente para o gás ideal o valor de k (razão entre o calor específico à pressão e a volume constante) é constante. Nenhum vapor real apresenta um valor constante de k durante a compressão isentrópica. Entretanto, o uso da Equação (3.35) depende de quão precisa deve ser a previsão da potência de compressão. Felizmente, para os refrigerantes disponíveis a variação de k não é muito acentuada, como pode ser comprovado pela Figura 3.4 para o caso do HCFC–22, e a Equação (3.35) é suficiente para a maioria das aplicações práticas.

Compressor ideal com volume nocivo

Nos compressores reais, é impossível fazer o pistão “varrer” toda a extensão do cilindro, de modo que sempre resta uma pequena quantidade de vapor no seu interior ao final do curso de compressão, devido aos espaços inacessíveis dos assentos de válvulas e tolerâncias geométricas inerentes à sua construção. Esse volume nocivo, representado por VC , é expresso em termos de uma fração do volume deslocado por:

des

C n

V

V C = (3.36)

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onde nC é denominado coeficiente de volume nocivo. Nos compressores antigos, que tinham cilindros muito grandes, esse

valor freqüentemente estava abaixo de 0,005. Nos compressores modernos de alta velocidade de rotação, para refrigerantes clorofluorados, esse valor fica entre 0,03 e 0,04. Em pequenos compressores de refrigeradores domésticos chega a 0,06 ou mais.

Figura 3.4 − Expoente de compressão isentrópico k para o HCFC−22.

O efeito do volume nocivo sobre o diagrama do compressor ideal é mostrado na Figura 3.5. O volume de vapor VC no ponto C expande quando o pistão se move em direção ao ponto morto inferior; porém, não cai imediatamente à P1 e, em vez disso, segue a curva C-D. Para ampliar a definição de compressor ideal a fim de abranger o compressor com volume nocivo, é necessário admitir que o processo de expansão C-D ocorre de forma adiabática e reversível, ou seja, isentrópica.

Figura 3.5 − Diagrama P × V para o compressor ideal com volume nocivo.

O primeiro efeito óbvio do volume nocivo é a redução do volume de vapor aspirado de VA para (VA-VD). A razão:

des

DA idnv

V

VV − =,η (3.37)

é denominada de eficiência volumétrica do compressor ideal com volume nocivo. Assim:

( ) desnA VCV += 1 (3.38)

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e

des

sC

D nC

sC

D D V

V

V CV

V

V V 

  

 =

  

 = (3.39)

que substituídas na Equação (3.37), resulta em:

sC

D nnidnv V

V CC 

  

 −+=1,η (3.40)

onde o subscrito s indica que os estados em C e em D correspondem à mesma entropia. Como a massa de vapor dentro do cilindro em C é igual a que há em D, a razão entre os volumes é a mesma entre os volumes específicos. Assim:

sC

D nnidnv v

v CC 

  

 −+=1,η (3.41)

Quando o expoente isentrópico é conhecido a relação entre os volumes específicos é expressa por:

k

C

D

P

P

v

v 1

1

2  

  

 = (3.42)

e a Equação (3.42) é reescrita como:

k

nnidnv P

P CC

1

1

2 , 1 

  

 −+=η (3.43)

Assim, a vazão mássica no compressor ideal com volume nocivo é obtida por:

1

,

v

V m

desidnv r

&

& η

= (3.44)

e a potência de compressão isentrópica por:

  

  

 −

  

−η =

1 1

1

1

211 k

k

idn,v

r idn

P

P

k

kPvm W

& & (3.45)

ou ainda:

( ) 1

12 ,

v

hh VW sdesidnvidn

− = && η (3.46)

A Figura 3.6 apresenta valores de eficiência volumétrica para o compressor ideal com coeficiente de volume nocivo igual a 0,04. Observa-se a variação em função do expoente isentrópico k e da razão de compressão dentro de uma faixa típica encontrada na prática.

Compressor real

O comportamento do compressor ideal com volume nocivo descreve de modo aproximado o do compressor real, particularmente o modo como varia a eficiência volumétrica com a razão de compressão, afetando a vazão mássica e a

potência de compressão. Entretanto, para obtenção da eficiência volumétrica do compressor real, vη , é necessário aplicar

algumas correções à do ideal.

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Figura 3.6 − Eficiência volumétrica para um compressor ideal com 0,04 de coeficiente de volume nocivo em função da razão de compressão.

As diferenças entre o compressor ideal com volume nocivo e o compressor real serão inicialmente discutidas com relação ao diagrama de pressão indicada mostrado na Figura 3.7, obtido por medições no compressor real. A diferença mais evidente é que na aspiração e na descarga os processos não ocorrem à pressão constante. Além disso, como as partes móveis das válvulas têm massa, há necessidade de uma diferença de pressão para tirá-las do repouso e decorre um tempo até que elas estejam totalmente abertas. Isso aparece no diagrama de pressão indicada como se a compressão estivesse aparentemente em curso depois que o ponto B é alcançado e a expansão após o ponto C. Quando a válvula está totalmente aberta existe uma diferença de pressão entre o vapor dentro e fora do cilindro e ocorre um fluxo de vapor pelas válvulas.

Figura 3.7 − Diagrama de pressão para um compressor real.

Examinando as curvas de expansão e compressão verifica–se que os processos não ocorrem à entropia constante. Na Figura 3.7, as linhas de expansão e de compressão não coincidem com as curvas tracejadas que representam os processos isentrópicos (são um pouco mais inclinadas). Isto ocorre devido aos efeitos da transferência de calor nas paredes dos cilindros e fugas de vapor pelas folgas construtivas. Outra diferença entre o compressor real e o ideal, que aparece no diagrama indicador de pressão, é que o ponto A nem sempre coincide com a posição do pistão no ponto morto inferior de seu curso; em outras palavras, a pressão dentro do cilindro quando o pistão alcança o ponto morto inferior ainda não atingiu P1. Este efeito não é tão evidente nos compressores maiores de baixa velocidade quanto nos menores de alta velocidade de rotação. Esses fatores fazem com que a eficiência volumétrica do compressor real seja menor do que a do compressor ideal com volume nocivo, considerando

em ambos o mesmo coeficiente de volume nocivo.

A eficiência volumétrica do compressor real é determinada através de testes onde a vazão mássica rm& e o volume

específico na entrada do compressor v1 são medidos em condições de regime permanente. Daí, a eficiência volumétrica é calculada por:

des

r v

V

m &

& 1νη = (3.47)

A Figura 3.8 apresenta a eficiência volumétrica real para alguns tipos de compressores alternativos em função da razão de compressão. Conhecida a eficiência volumétrica numa dada condição de operação, a vazão mássica no compressor é determinada pela Equação (3.47). A vazão mássica efetivamente movimentada pelo compressor pode então ser traçada num gráfico em função das pressões ou das temperaturas de operação.

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Figura 3.8 − Eficiência volumétrica real de compressores alternativos.

Entretanto, os fabricantes preferem apresentar o desempenho de compressores em função de uma capacidade de refrigeração calculada por:

( )31 hhmQ re −= && (3.48) onde ( )31 hh − é a diferença de entalpia específica entre dois estados padronizados do refrigerante. Como regra, 3h é tomada na pressão de condensação (com um pequeno sub–resfriamento) e 1h é vapor superaquecido na pressão de

evaporação para determinado superaquecimento ou em determinada temperatura de aspiração. Os usuários de tais dados devem se inteirar das condições nominais de testes e assegurar que são relevantes aos propósitos de uso do compressor. A Figura 3.9 mostra as curvas de capacidade de refrigeração para um compressor aberto. A potência fornecida é a de eixo. Para compressores herméticos, é comum fornecer a potência elétrica de acionamento.

Figura 3.9 − Capacidade de refrigeração e potência de eixo.

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3.1.4 Análise gráfica do ciclo ideal de refrigeração

O ciclo ideal de refrigeração por compressão mecânica de vapor apresenta duas regiões: uma de alta pressão e outra de baixa pressão. As mudanças de estado são visualizadas com facilidade no diagrama pressão–entalpia (P × h) do refrigerante. O calor e o trabalho específico transferido nos vários processos são calculados pelas variações de entalpia. A Figura 3.10 mostra um diagrama P× h típico. A entalpia é a abcissa (escala linear) e a pressão (absoluta) é a ordenada (escala logarítmica). A curva de líquido saturado separa a região de líquido sub−resfriado da bifásica, onde líquido e vapor saturado estão em equilíbrio termodinâmico. A curva de vapor saturado separa a região bifásica do vapor superaquecido. Na região bifásica, as linhas de título constante dividem a região da mistura líquido−vapor. Na região de líquido sub- resfriado as linhas de temperatura são quase verticais. Na região bifásica, as linhas de temperatura constante são horizontais. Na região de vapor superaquecido as linhas de temperatura são levemente curvadas e quase verticais. Na região bifásica existe uma correspondência unívoca entre pressão e temperatura, e, por isso, uma determinada pressão define a temperatura de saturação do refrigerante. Na região de vapor superaquecido as linhas de entropia constante se inclinam bastante para cima, enquanto as de volume específico têm uma inclinação mais suave. Ambas são levemente curvadas.

Figura 3.10 – Diagrama pressão-entalpia.

A Figura 3.11 mostra o ciclo ideal de refrigeração por compressão mecânica de vapor sobre o diagrama P× h. Iniciando no ponto 1, o vapor saturado é aspirado pelo compressor e tem sua pressão elevada de P1 = Pe até P2 = Pc, e deixa o compressor como vapor superaquecido. A compressão adiabática reversível (isentrópica) é representada pela linha tracejada 1−2´. Dependendo da natureza do processo de compressão, o estado 2, que representa a compressão real, pode cair à direita ou à esquerda de 2´. Se o processo real é adiabático, o estado 2 deve cair obrigatoriamente à direita de 2´, pois nesse processo a entropia cresce e com ela a entalpia. Por outro lado, se o compressor é resfriado durante a compressão, a entropia é reduzida e o estado 2 cai à esquerda de 2´. Em certos tipos de compressores, o estado 2 coincide com 2´; a temperatura medida na descarga do vapor indica que não houve variação de entropia durante a compressão. Isso não significa que o processo de compressão é reversível, mas simplesmente que o efeito da irreversibilidade durante a compressão, que causa um aumento de entropia, foi compensado pelo resfriamento do compressor, que causa uma redução de entropia. Do estado 2 o vapor é resfriado à pressão constante até o estado de vapor saturado e então é condensado até o estado 3, líquido saturado. A perda de carga na válvula de expansão ocorre com entalpia constante até o estado 4. Como na compressão isentrópica, o processo de expansão é representado por uma linha tracejada, indicando que os estados intermediários são desconhecidos. De fato, nem todas as partículas do refrigerante passam pelos mesmos estados, mas todas terão o mesmo estado final 4.

Figura 3.11 − Ciclo ideal de refrigeração por CMV sobre o diagrama P× h.

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3.1.5 Propriedades termodinâmicas de refrigerantes

Para usar as equações desenvolvidas nas seções precedentes as propriedades termodinâmicas do refrigerante nos diversos pontos do ciclo devem ser calculadas. Essas propriedades são obtidas em tabelas, diagramas ou programas computacionais. São comuns unidades no sistema inglês (IP), sistema métrico (SM) e sistema internacional (SI). Aqui, será usado o SI. As tabelas e diagramas para obtenção das propriedades de vários refrigerantes estão no Apêndice. Observe que as propriedades são calculadas em relação a um valor de referência. Muito cuidado ao identificar esses pontos de referência nos cálculos envolvendo simultaneamente diagramas e tabelas, visto que, valores diferentes dessas propriedades são obtidos com os vários pontos de referência ainda hoje, infelizmente, adotados.

3.1.6 Efeitos das temperaturas de evaporação e de condensação

As variações das temperaturas de evaporação e de condensação trazem conseqüências práticas importantes sobre os parâmetros do ciclo. A discussão a seguir é ilustrada com dados da amônia como refrigerante. Entretanto, o comportamento qualitativo é similar para os outros refrigerantes. Efeito refrigerante específico. Numa dada temperatura de condensação, o valor de h3 é fixo e a variação do efeito refrigerante específico ( )31 hh − com a temperatura de evaporação depende da variação da entalpia específica do vapor saturado com a mesma. Observando a tabela de amônia saturada, verifica-se que o máximo da entalpia do vapor ocorre em 50°C. Acima e abaixo desta temperatura as variações são relativamente pequenas, e, desse modo, o efeito refrigerante específico diminui levemente com a redução da temperatura de evaporação, como mostra a Figura 3.12. Nos outros refrigerantes, o ponto de entalpia máxima pode estar dentro da faixa de temperaturas de evaporação usuais e o comportamento é semelhante. Por outro lado, o aumento da temperatura de condensação reduz o efeito refrigerante específico, já que o valor de h3 também aumenta. A variação relativa depende da razão entre o calor específico do líquido e sua entalpia específica de evaporação. Essa relação é menor na amônia do que nos refrigerantes halogenados, e as variações do efeito refrigerante específico são menos importantes na amônia. Efeito refrigerante volumétrico. Com relação ao efeito refrigerante volumétrico ( ) 131 vhh − , verifica-se que o numerador da razão, dado pelo efeito refrigerante específico, não sofre variações acentuadas com mudanças nas temperaturas de condensação e de evaporação. Entretanto, o volume específico do denominador varia consideravelmente com a temperatura de evaporação. Assim, o efeito refrigerante volumétrico diminui rapidamente com a redução da temperatura de evaporação, como pode ser observado na Figura 3.12. Na prática, significa que a capacidade de refrigeração para um compressor com vazão constante decresce com a redução da temperatura de evaporação. Em outras palavras, à medida que a temperatura de evaporação é reduzida há necessidade de maior vazão do compressor para obter a mesma capacidade de refrigeração. Comparativamente, as instalações para obtenção de baixas temperaturas são maiores em tamanho e em custo. Trabalho de compressão isentrópico específico. A quantidade ( )shh 12 − aumenta com a redução da temperatura de evaporação e com o aumento da temperatura de condensação, como mostra a Figura 3.13. As razões deste comportamento são evidentes, pela análise das linhas de entropia constante na região de vapor superaquecido do diagrama P × h. Trabalho de compressão isentrópico volumétrico. Numa dada temperatura de condensação, ( )shh 12 − aumenta com a redução da temperatura de evaporação, porém o mesmo acontece com volume específico do vapor na aspiração, 1v .

Assim, a razão ( ) 112 vhh s− passa por um máximo, como mostra a Figura 3.12. O trabalho de compressão isentrópico volumétrico corresponde à pressão média efetiva que atua sobre o pistão do compressor alternativo ideal. A potência necessária para acionar essas máquinas aumenta com o aumento da temperatura de evaporação e depois disso diminui. Essa característica tem um papel importante na seleção dos motores elétricos para este tipo de compressor. Essas variações no compressor real dependem de seu tipo. Por outro lado, o aumento da temperatura de condensação sempre causa um aumento do trabalho de compressão isentrópico volumétrico, e, portanto, aumenta a potência necessária à compressão. Coeficiente de desempenho isentrópico. O numerador varia muito pouco com a variação da temperatura de evaporação, como pode ser visto na Figura 3.12. Assim, as maiores variações se devem ao denominador. A Figura 3.14

mostra que o rCOP diminui bastante com a redução da temperatura de evaporação. Essas variações são mais acentuadas em temperaturas de condensação menores. Obviamente, o valor real do coeficiente de desempenho, obtido em instalações de refrigeração, é menor do que o isentrópico. Entretanto, permanece verdadeiro que a potência de compressão para produzir certa capacidade de refrigeração é maior nas menores temperaturas de evaporação e maiores de condensação, do que em valores relativamente moderados. Temperatura final da compressão isentrópica. A temperatura que o vapor alcança dentro do cilindro antes de ser descarregado deve ser considerada, pois na prática se esse valor for muito elevado ocorre degradação do óleo lubrificante com depósitos de resinas nas válvulas, e também aumenta a probabilidade de reações químicas entre o óleo e o refrigerante. Observando as linhas de entropia constante na região de superaquecimento no diagrama pressão × entalpia, verifica-se que tanto a redução da temperatura de evaporação quanto o aumento da temperatura de condensação aumentam a temperatura de descarga.

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Figura 3.12 – Efeitos da temperatura de condensação e de evaporação sobre o efeito refrigerante específico e o volumétrico.

Figura 3.13 – Efeitos da temperatura de condensação e de evaporação sobre o trabalho de compressão isentrópico específico e o volumétrico.

Figura 3.14 – Efeitos da temperatura de condensação e de evaporação sobre o coeficiente de desempenho isentrópico.

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3.2 Ciclo ideal com sub-resfriamento e superaquecimento

Sub−resfriamento é a redução da temperatura do líquido refrigerante abaixo da temperatura de saturação correspondente à pressão de condensação. Superaquecimento é o aumento da temperatura do vapor refrigerante acima da temperatura de saturação correspondente à pressão de evaporação. Na prática, o sub−resfriamento é obtido no próprio condensador ou por um trocador de calor auxiliar. O sub−resfriamento aumenta o efeito refrigerante sem alterar o trabalho de compressão, ou seja, aumenta o

rCOP . Já o superaquecimento, dependendo do refrigerante usado, pode aumentar ou diminuir o rCOP . Em refrigerantes

CFC’s o superaquecimento é favorável. O mesmo não ocorre com a amônia, pois o seu superaquecimento aumenta bastante o volume específico do vapor aspirado pelo compressor, reduzindo a vazão mássica e, conseqüentemente, a capacidade de refrigeração. Para qualquer refrigerante o superaquecimento excessivo é indesejável, visto que, além da redução da vazão mássica de refrigerante o vapor na descarga do compressor atingirá temperatura muito elevada. Por isso, o superaquecimento não deve exceder 10°C. A Figura 3.15 mostra o ciclo ideal de refrigeração com sub–resfriamento e superaquecimento sobre o diagrama P× h. Nesse caso, o superaquecimento é obtido no evaporador com o ajuste da válvula de expansão e o sub–resfriamento é obtido com o condensador sobre dimensionado (ou um trocador de calor auxiliar).

Figura 3.15 − Ciclo ideal com sub−resfriamento e superaquecimento.

O sub−resfriamento e superaquecimento podem ser obtidos simultaneamente com a instalação de um trocador de calor em contra−corrente onde o liquido quente (que sai do condensador) é resfriado pelo vapor frio (que deixa o evaporador). A Figura 3.16 mostra o esquema do ciclo com esse trocador de calor intermediário (TRC) e o diagrama P× h correspondente. De modo geral, o uso do trocador de calor aumenta o rCOP do ciclo e também previne a entrada de líquido na aspiração do compressor.

Figura 3.16 – Ciclo ideal com sub-resfriamento e superaquecimento com TRC intermediário.

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Com o sub−resfriamento a capacidade de resfriamento é obtida por:

( )'41 hhmQ re −= && (3.49) Com o superaquecimento, a potência de compressão isentrópica é obtida por:

( ) srcs

hhmW '1'2 −= && (3.50) Assim, para o ciclo com sub−resfriamento e superaquecimento, o coeficiente de desempenho isentrópico é obtido por:

( ) s

r hh

hh COP

'1'2

'41

− −

= (3.51)

No trocador de calor intermediário, o balanço de energia em regime permanente fornece:

'4'33'31'1 hhhhhh =∴−=− (3.52) O calor cedido no condensador é dado por:

( )3'2 hhmQ rcd −= && (3.53)

3.3 Ciclo real por compressão mecânica de vapor

O ciclo real apresenta algumas diferenças com relação ao ideal, caracterizadas pelas irreversibilidades dos processos envolvidos: perdas de carga no evaporador e no condensador, o sub−resfriamento do líquido que deixa o condensador e o superaquecimento do vapor que deixa o evaporador. As perdas de carga são decorrentes do atrito e aumentam o trabalho do compressor. Além disso, o sub–resfriamento do líquido é uma prática generalizada para garantir que somente líquido refrigerante penetre no dispositivo de expansão. Do mesmo modo, o superaquecimento previne a entrada de líquido refrigerante no compressor. Além disso, a compressão real não é isentrópica, e, dependendo do tipo de compressor ocasiona perdas de naturezas variadas. A Figura 3.17 apresenta o diagrama P× h do ciclo real sobreposto ao ideal.

Figura 3.17 – Diagrama P× h mostrando o ciclo ideal (tracejado) e o real.

3.4 Ciclo ideal com duas temperaturas de evaporação

A Figura 3.18 mostra o esquema e o diagrama P× h do ciclo ideal com duas temperaturas de evaporação. Dois compressores em paralelo aspiram e comprimem o vapor refrigerante em circuitos independentes e o descarregam na pressão de condensação. Cada circuito tem seu próprio conjunto de válvula de expansão/evaporador, entretanto, o mesmo condensador atende a ambos. Em alguns casos, o evaporador A atende ao sistema de climatização, enquanto o evaporador B atende à câmara frigorífica. Em outros, os evaporadores A e B atendem câmaras frigoríficas em temperaturas diferentes.

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Figura 3.18 – Esquema e diagrama P× h do ciclo ideal com duas temperaturas de evaporação e dois compressores.

Nesse sistema, geralmente são conhecidas as capacidades de refrigeração em cada evaporador e as temperaturas de evaporação e de condensação. Definido o refrigerante as entalpias nos vários estados são calculadas. Assim, a vazão mássica de refrigerante no evaporador A pode ser obtida em função da sua capacidade de refrigeração por:

( ) 3446 ,

, hh hh

Q m

Ae

Ar =∴− =

&

& (3.54)

e no evaporador B por:

( ) 3551 ,

, hh hh

Q m

Be

Br =∴− =

&

& (3.55)

Conhecidas às vazões mássicas, a potência de compressão isentrópica pode ser obtida por:

( ) ( ) sBrsArcs

hhmhhmW 12,67, −+−= &&& (3.56) O coeficiente de desempenho isentrópico é obtido por:

( ) ( ) ( ) ( )

sBrsAr

BrAr

r hhmhhm

hhmhhm COP

12,67,

51,46,

−+−

−+− =

&&

&& (3.57)

A taxa de calor cedida no condensador é obtida por:

( ) BrArrrcd mmmhhmQ ,,38 &&&&& +=∴−= (3.58) onde a entalpia do estado 8 é obtida pelo balanço energia na mistura dos fluxos nos estados 2 e 7:

BrAr

BrAr

mm

hmhm h

,,

2,7, 8

&&

&&

+

+ = (3.59)

Os dois compressores, eventualmente, podem ser substituídos por um compressor maior, como mostra o esquema da Figura 3.19. Nesse caso, a pressão do vapor saturado na saída do evaporador A (estado 6) é reduzida até o estado de vapor superaquecido (estado 7). O processo na válvula de redução de pressão ocorre à entalpia constante. Como resultado, o compressor aspira vapor superaquecido na pressão do evaporador B, porém com entalpia correspondente ao estado 1, como mostra o diagrama P× h do ciclo modificado. Essa modificação só é interessante do ponto de vista de economia de energia se a potência do único compressor for menor do que a total correspondente aos dois compressores.

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Figura 3.19 – Esquema e diagrama P× h do ciclo ideal com duas temperaturas de evaporação e válvula redutora de pressão.

Assim, a vazão mássica de refrigerante no evaporador A pode ser obtida em função da capacidade de refrigeração por:

( ) 3446 ,

, hh hh

Q m

Ae

Ar =∴− =

&

& (3.60)

e no evaporador B por:

( ) 3558 ,

, hh hh

Q m

Be

Br =∴− =

&

& (3.61)

Conhecidas às vazões mássicas, a potência de compressão isentrópica pode ser obtida por:

( )( ) sBrArcs

hhmmW 12,, −+= &&& (3.62) onde a entalpia do estado 1 pode ser obtida pelo balanço de massa e energia na mistura dos fluxos nos estados 7 e 8:

BrAr

BrAr

mm

hmhm h

,,

8,7, 1

&&

&&

+

+ = (3.63)

O coeficiente de desempenho isentrópico é obtido por:

( ) ( ) ( )( )

sBrAr

BrAr

r hhmm

hhmhhm COP

12,,

58,46,

−+

−+− =

&&

&& (3.64)

A taxa de calor cedido no condensador é obtida por:

( )( )32,, hhmmQ BrArcd −+= &&& (3.65)

3.5 Ciclo ideal de compressão por estágios

Se a razão de compressão (pressão de condensação/pressão evaporação) for relativamente alta, é aconselhável utilizar a compressão por estágios. Uma razão de compressão elevada reduz o rendimento volumétrico do compressor e aumenta a temperatura de descarga do vapor refrigerante, ocasionando carbonização do óleo lubrificante, corrosão das válvulas de descarga e, até mesmo, perigo de explosão. Por outro lado, a compressão por estágios viabiliza a redução de temperatura do vapor superaquecido nas pressões intermediárias, reduzindo o trabalho de compressão isentrópico e aumentando o coeficiente de desempenho do ciclo. Considerando a temperatura de condensação de + 35°C e dependendo do refrigerante utilizado, os números de estágios recomendados em função da temperatura de evaporação desejada, são os seguintes:

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Temperatura de evaporação Número de estágios

Acima −25 °C 1 Entre −25 a –60 °C 2 Abaixo de –60 °C 3

3.5.1 Evaporador de expansão seca com sub–resfriamento de superfície

A Figura 3.20 mostra o esquema e o diagrama P× h deste ciclo. O vapor saturado na pressão de evaporação é aspirado pelo compressor B no estado 7 e comprimido até a pressão intermediária alcançando o estado 8. O vapor superaquecido no estado 8 é injetado no separador de líquido SL e atinge o estado 1 de vapor saturado, sendo então aspirado na pressão intermediária pelo compressor A de alta pressão e comprimido até o estado 2, vapor superaquecido na pressão de condensação. O vapor superaquecido passa pelo condensador onde é liquefeito e atinge o estado 3. Uma fração do líquido proveniente do condensador é expandida do estado 3 a 4, direto no separador de líquido. O restante do líquido passa por um trocador de calor de superfície no interior do separador de líquido sendo sub-resfriado do estado 3 a 5, com a refrigeração produzida pela fração expandida neste separador. Depois de sub−resfriado, o líquido segue para o dispositivo de expansão onde se expande à entalpia constante do estado 5 a 6 e o efeito refrigerante é aproveitado no evaporador.

Figura 3.20 – Evaporador de expansão seca com sub–resfriamento de superfície.

A escolha da pressão intermediária no separador de líquido é feita de modo que o trabalho de compressão seja mínimo. De acordo com medições efetuadas, isto acontece quando a pressão intermediária é a média geométrica das pressões de evaporação e de condensação, ou seja:

cei PPP ×= (3.66) Nessa instalação geralmente a pressão de condensação, de evaporação e a capacidade de refrigeração são conhecidas. Definido o refrigerante, as entalpias podem ser calculadas. Assim, a vazão mássica de refrigerante no evaporador pode ser obtida por:

( ) 5667 , hh

hh

Q m eBr =∴−

= &

& (3.67)

O estado 3 na saída do condensador é líquido saturado na pressão de condensação. Portanto, o estado 5 é líquido sub–resfriado nessa mesma pressão. Assim, a entalpia em 5 pode ser obtida por:

( )5335 3 ttchh p −−= (3.68)

onde: 3p

c é o calor específico à pressão constante do refrigerante no estado 3 e o termo ( )53 tt − corresponde ao sub- resfriamento da fração de líquido no separador. Observe que o máximo sub–resfriamento da fração de líquido que poderia

ocorrer iniciaria em 3t e alcançaria a temperatura do líquido saturado na pressão intermediária. Nesse caso, o trocador de

calor teria eficiência 100 %. Muitas variáveis influenciam a eficiência do trocador de calor dentro do separador de líquido, de modo que, é difícil estabelecer de antemão valores apropriados. Entretanto, na prática são usados valores entre 40 e

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70

80%. Determinada a entalpia do estado 5 determina–se a vazão mássica de refrigerante no compressor A, Arm ,& . A potência

de compressão isentrópica é dada por:

( ) ( ) sBrsArcs

hhmhhmW 78,12, −+−= &&& (3.69)

onde, a vazão mássica no compressor A, Arm ,& , pode ser obtida por um balanço de energia no sistema:

( ) ( ) ( ) ( )32,12,67,78, hhmhhmhhmhhm ArsArBrsBr −=−+−+− &&&& (3.70) O coeficiente de desempenho isentrópico é obtido por:

( ) ( ) ( )

sArsBr

Br

r hhmhhm

hhm COP

12,78,

67,

−+−

− =

&&

& (3.71)

A taxa de calor cedido no condensador é obtida por:

( )32, hhmQ Arcd −= && (3.72)

3.5.2 Evaporador de expansão seca com resfriamento por mistura

A Figura 3.21 mostra o esquema e o diagrama P× h deste ciclo. O vapor saturado na pressão de evaporação é aspirado pelo compressor B no estado 7 e comprimido até o estado 8 na pressão intermediária. O vapor superaquecido no estado 8 é injetado no separador de líquido SL e saturado por mistura atinge o estado 1, sendo então aspirado na pressão intermediária pelo compressor A e comprimido até o estado 2, vapor superaquecido na pressão de condensação. O vapor superaquecido passa pelo condensador onde é liquefeito e atinge o estado 3. Todo o líquido proveniente do condensador é expandido do estado 3 a 4, direto no separador de líquido. A fração de líquido que não evapora dentro do separador segue para o dispositivo de expansão onde se expande à entalpia constante do estado 5 a 6 e o efeito refrigerante é aproveitado no evaporador.

Figura 3.21 – Evaporador de expansão fracionada com resfriamento por mistura.

Nessa instalação geralmente a pressão de condensação, de evaporação e a capacidade de refrigeração são conhecidas. A pressão intermediária é calculada pela Equação (3.66). Definido o refrigerante, as entalpias podem ser facilmente calculadas. Assim, a vazão mássica de refrigerante no evaporador pode ser obtida por:

( ) 5667 , hh

hh

Q m eBr =∴−

= &

& (3.73)

A potência de compressão isentrópica é dada por:

( ) ( ) sBrsArcs

hhmhhmW 78,12, −+−= &&& (3.74)

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onde, a vazão mássica no compressor A, Arm ,& , pode ser obtida por um balanço de energia no sistema:

( ) ( ) ( ) ( )32,12,67,78, hhmhhmhhmhhm ArsArBrsBr −=−+−+− &&&& (3.75) O coeficiente de desempenho isentrópico é obtido por:

( ) ( ) ( )

sArsBr

Br

r hhmhhm

hhm COP

12,78,

67,

−+−

− =

&&

& (3.76)

A taxa de calor cedido no condensador é obtida por:

( )32, hhmQ Arcd −= && (3.77)

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U1IDADE 4 PSICROMETRIA E POTE1CIAIS EM SUPERFÍCIE MOLHADA

4.1 Psicrometria: fundamentos e processos

A psicrometria estuda os parâmetros e processos termodinâmicos que ocorrem na mistura de ar seco-vapor d’água, que junto com os contaminantes são os componentes do ar atmosférico. Nesta unidade, abordaremos os conceitos fundamentais que permitem quantificar os parâmetros psicrométricos e os processos que ajudarão a analisar a termodinâmica dos sistemas de ar condicionado. Depois, trataremos dos processos combinados de transferência de calor e massa que ocorrem quando ar úmido e água são colocados em contato direto, como ocorre em serpentinas de resfriamento e desumidificação, torres de resfriamento, condensadores evaporativos e lavadores de ar.

4.1.1 Ar atmosférico, ar seco e ar úmido

O ar atmosférico é composto por gases, vapor d’água e contaminantes (p.ex: poeira, pólens, gases poluentes, etc.). O ar seco é o que resta do ar atmosférico quando todo o vapor d’água e todos os contaminantes são removidos. Obviamente, isto é uma idealização, pois na prática não se consegue retirar todo o vapor d’água e os contaminantes do ar atmosférico. A composição do ar seco é relativamente constante, porém, pequenas variações nas quantidades de um componente individual podem ocorrer em função da hora do dia, da localização geográfica e da altitude. A Tabela 4.1 apresenta a composição aproximada do ar seco em termos de percentuais volumétricos de seus componentes. A massa molecular do ar seco, na escala do carbono−12, é 28,9645. Assim, a constante do gás para o ar seco é Ra = 8.314,41/28,9645 = 287,055 J/(kg.K).

Tabela 4.1 - Composição do ar seco na troposfera.

COMPONENTE VOLUME (%) 1. Nitrogênio 78,084 2. Oxigênio 20,9476 3. Argônio 0,934 2. Dióxido de carbono 0,0314 5. Neônio 0,001818 6. Hélio 0,000524 7. Metano 0,00015 8. Dióxido de enxofre 0 até 0,0001 9. Hidrogênio 0,00005 10. Kriptônio, xenônio e ozônio 0,0002

O ar úmido é a mistura contendo ar seco e vapor d’água. A quantidade de vapor d’água varia de zero até um máximo, que é função da temperatura e da pressão da mistura. Esta última condição é conhecida como ar úmido saturado. Nessa condição, há equilíbrio térmico entre o vapor d’água e o seu condensado. A massa molecular da água, na escala do carbono−12, é 18,01528. Assim, a constante do gás para o vapor d’água é Rv = 8.314,41/18,01528 = 461,520 J/(kg.K) A temperatura e a pressão barométrica do ar atmosférico variam consideravelmente com a altitude, a localização geográfica e a condição climática. O ar atmosférico padrão é uma referência para estimar as propriedades do ar em várias altitudes. Ao nível do mar, a temperatura de 20°C e a pressão barométrica é 101,325 kPa são os valores padrões. Assim, em altitudes entre – 500 e 11.000 metros as temperaturas e pressões atmosféricas (barométrica) são:

H,t 0065020−= (4.1) e

( ) 255955102557721325101 ,atm H,,P −×−= (4.2) onde: t – temperatura [oC], Patm – pressão atmosférica [kPa] e H – altitude [m].

4.1.2 O Gás ideal

A substância pura apresenta composição química homogênea e invariável em qualquer fase que possa existir. Desse modo, a água líquida, sua mistura com vapor d’água ou gelo são todas substâncias puras. Por outro lado, a mistura de ar seco liquefeito e ar seco não é uma substância pura, porque a composição da fase líquida é diferente da composição da fase gasosa. Sem mudança de fase e sob condições convenientes, uma mistura de gases pode ser considerada uma substância pura, embora no caso do ar seco somente algumas de suas características sejam apresentadas. O gás ideal é aquele que apresenta uma densidade suficientemente baixa para que as forças de interação entre suas moléculas sejam desprezíveis. O comportamento do gás ideal é governado pela seguinte equação de estado:

RTP =ν (4.3)

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onde: P = pressão absoluta [kPa], ν = volume específico [m3/kg], R = constante particular do gás [J/(kg.K)] e T = temperatura absoluta [K]. No gás ideal, a energia interna é função somente da temperatura. Assim, a definição de calor específico a volume constante fornece a relação entre a energia interna específica, u, e a temperatura:

( )νν ∂∂= Tuc  dTcdu ν= (4.4) Usando a definição de entalpia e a equação de estado do gás ideal, tem-se:

RTuPuh +=ν+= (4.5) Como R é constante e a energia interna é função somente da temperatura, segue-se que a entalpia específica do gás ideal é função somente da temperatura. A relação entre a entalpia e a temperatura é obtida pela definição de calor específico à pressão constante:

( ) pp

Thc ∂∂=  dTcdh p= (4.6) As equações (4.4) e (4.6) são válidas para o gás ideal, independentemente do tipo de processo que ocorre. Entretanto, a entropia do gás ideal permanece como função da temperatura e da pressão, e é obtida por:

( ) ( )PdPRTdTcds p −= (4.7) onde cp geralmente é admitido constante. A razão entre o calor específico à pressão constante e a volume constante define o expoente isentrópico, ou seja:

ν= cck p (4.8) que é uma quantidade bastante usada em cálculos envolvendo o gás ideal. A Tabela 4.2 lista alguns valores de propriedades de gás ideal para alguns gases comuns.

Tabela 4.2 – Propriedades de alguns gases, com base no modelo do gás ideal.

Gás Fórmula química

Massa Molecular

R [J/kg.K]

cp [kJ/kg.K]

cv [kJ/kg.K]

k [ - ]

1. Ar seco mistura 28,97 287,00 1,0 0,716 1,400 2. Argônio Ar 39,94 208,17 0,523 0,316 1,667 3. Dióxido de carbono CO2 44,01 188,92 0,85 0,661 1,285 4. Monóxido de carbono CO 28,01 296,84 1,04 0,715 1,399 5. Hélio He 4,003 2.077,00 5,23 3,153 1,667 6. Hidrogênio H2 2,016 4.124,21 14,36 10,22 1,404 7. Metano CH4 16,04 518,35 2,23 1,69 1,320 8. Nitrogênio N2 28,016 296,77 1,04 0,741 1,400 9. Oxigênio O2 32,000 259,83 0,917 0,657 1,395 10. Vapor d’água H2O 18,016 461,50 1,863 1,402 1,329

Na realidade, nenhum gás real satisfaz exatamente as equações do gás ideal dentro de qualquer faixa finita de temperatura e pressão. Entretanto, sob baixa pressão todo gás real aproxima-se do comportamento de gás ideal e no limite, quando P → 0, o comportamento é realmente de gás ideal. O desvio de comportamento de um gás real com relação ao ideal é determinado pelo fator de compressibilidade, definido por:

TR

P Z

ν = (4.9)

Em condições de baixa pressão (ou densidade) este fator é função somente do volume específico numa dada temperatura, e a seguinte expansão em série pode ser obtida:

K++++== 32

1 ννν

ν DCB RT

P Z (4.10)

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A Equação (4.10) representa com maior precisão o comportamento de um gás ou vapor real do que a Equação (4.3) do gás ideal, dependendo do número de coeficientes que podem ser ajustados. A Equação (4.10) é denominada de expansão virial e também pode ser obtida em termos de pressão. As constantes A, B, C, D,… são chamados coeficientes viriais e dependem somente da temperatura. Caso sejam nulos, o fator de compressibilidade será unitário e a equação do gás ideal é restabelecida. Sob este ângulo, o fator de compressibilidade indica o afastamento do vapor ou do gás de sua condição ideal, ou seja, de Z=1. A Figura 4.1 mostra o fator de compressibilidade do ar seco sob diversas pressões em função da temperatura. Observa−se que em pressões da ordem de 1 atm, dentro da faixa de temperatura indicada, o fator de compressibilidade é praticamente unitário. Nessa situação, a equação do gás ideal pode ser usada para prever as propriedades do ar seco com bastante precisão.

Figura 4.1 – Fator de compressibilidade do ar seco.

Outro componente importante do ar atmosférico é o vapor d’água. Nas mesmas faixas de pressão e temperatura da Figura 4.1, o comportamento do seu fator de compressibilidade já não é tão bom quanto o do ar seco. Entretanto, o vapor d’água está presente no ar em quantidades reduzidas e exerce uma pequena pressão parcial na mistura. Mesmo assim, verifica−se que o fator de compressibilidade para o vapor d’água saturado é maior do que 0,990 para pressões de até 0,5 atm. Isto é suficiente para que, na maioria das aplicações em engenharia, o ar úmido seja considerado uma mistura de gases ideais.

4.1.3 Parâmetros psicrométricos

Em psicrometria os componentes do ar que apresentam temperatura de condensação muito baixa são reunidos numa única fase denominada ar seco, enquanto o vapor d’água, que condensa em condições típicas encontradas em sistemas de condicionamento de ar, é tratado independentemente. Desse modo, admite−se o ar úmido como sendo a mistura de dois gases ideais: ar seco e vapor d’água. As leis das pressões parciais, dos volumes parciais e a equação de estado do gás ideal são usadas para estabelecer as equações que definem os estados psicrométricos do ar. Entretanto, as seguintes hipóteses são admitidas: a fase líquida (vapor d’água) não contém gases dissolvidos; a fase gás (ar seco) pode ser tratada como uma mistura de gases ideais e, finalmente, quando a mistura e o condensado (água líquida) estão numa dada pressão e temperatura, o equilíbrio entre o condensado e seu vapor não é afetado pela presença dos outros componentes, ou seja, quando o equilíbrio é alcançado a pressão parcial do vapor é igual à pressão de saturação correspondente à temperatura da mistura. A pressão total no ar (ar seco + vapor d’água) é a soma das pressões parciais de cada componente, ou seja:

va PPP += (4.11) Onde os subscritos a e v referem–se ao ar seco e ao vapor d’água. Além disso, se V é o volume total da mistura então o volume de cada componente também será o mesmo, ou seja:

va VVV == (4.12) Numa mistura de gases ideais tanto a mistura como cada um deles deve obedecer à equação de estado do gás ideal. Daí, para o ar seco:

aaaaa TRmVP = (4.13) e para o vapor d’água:

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vvvvv TRmVP = (4.14) onde: Pa – pressão parcial do ar seco [kPa], Pv – pressão parcial do vapor d’água [kPa], ma – massa de ar seco [kga], mv – massa de vapor d’água [kgv], Ra – constante do gás para o ar seco [kJ/kg.K], Rv – constante do gás para o vapor d’água [kJ/kg.K], Va – volume de ar na mistura [m

3], Vv – volume de vapor d’água na mistura [m 3], Ta – temperatura absoluta do ar

seco na mistura [K] e Tv – temperatura absoluta do vapor d’água na mistura [K]. No ar, existe um contato estreito entre o ar seco e o vapor d’água, proporcionado equilíbrio térmico. Portanto, admite–se que na mistura a temperatura do ar seco é igual à do vapor d’água.

Temperatura de bulbo seco

É a temperatura do ar, t, medida por um termômetro comum. O adjetivo “bulbo seco” acompanha o termo temperatura simplesmente para não confundir com a temperatura de bulbo úmido, que será definida posteriormente.

Umidade absoluta

A umidade absoluta7 , W, é a razão entre a massa de vapor d’água e a de ar seco contidas no ar úmido. Deste modo, tem-se:

a

v

m

m W = [kgv/kga] (4.15)

Usando as Equações (4.11) a (4.14), a Equação (4.15) pode ser reescrita como:

v

v

PP

P ,W

− = 621980 (4.16)

Se o ar está saturado, então se tem a umidade absoluta em saturação Ws(t,P) nas mesmas temperatura e pressão. Por analogia com a Equação (4.16), tem−se:

vs

vs s

PP

P W

− = 62198,0 (4.17)

onde Pvs é a pressão de saturação do vapor d’água na temperatura do ar, t. A pressão Pvs é função somente da temperatura e apresenta valores ligeiramente diferentes da pressão de vapor d’água no ar úmido saturado. Na faixa de 0 a 200oC, a pressão de saturação é calculada por:

( ) TTT

TTPvs

ln545967,610445209,110176479,4

10864024,4391499,1221,800.5ln 3825

2

+×−×+

×−+−= −−

[Pa] (4.18)

onde Pvs é obtida em Pa e T é a temperatura absoluta, em K (ASHRAE Fundamentals 2005). O valor da pressão também pode ser obtido na tabela de vapor d’água saturado apresentada no Apêndice.

Umidade relativa

A umidade relativa (φ) do ar úmido é a razão entre a pressão parcial do vapor d’água no ar Pv e sua pressão parcial no ar saturado Pvs , à mesma temperatura e pressão. A umidade relativa é 0 % (zero) para o ar seco e 100 % (unitária) para o ar saturado. Assim:

Ptvs

v

P

P

,

100=φ [%] (4.19)

7 Em alguns textos esta propriedade também é conhecida como umidade específica.

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Volume específico

O volume específico do ar úmido, expresso em termos de unidade de massa de ar seco8, é obtido por:

am

V =ν [m3/kga] (4.20)

Usando a Equação (4.13) a Equação (4.20) pode ser reescrita como:

vPP

T

− = 2870,0ν (4.21)

ou ainda, usando a definição de umidade absoluta tem-se:

)6078,11(2870,0 W P

T +=ν (4.22)

Entalpia do ar úmido

A entalpia de uma mistura de gases ideais é a soma das entalpias parciais de seus componentes. Deste modo, para o ar úmido tem-se:

va hWhh += [kJ/kga] (4.23) onde ha é a entalpia específica do ar seco [kJ/kga] e hv a entalpia específica do vapor d’água saturado na temperatura da mistura [kJ/kgv]. Com boa aproximação, a entalpia é obtida por:

)805,1501.2(006,1 tWth ++= (4.24) onde t é a temperatura de bulbo seco do ar em °C.

Temperatura de orvalho

A temperatura de orvalho, to, é a temperatura do ar úmido saturado à mesma pressão e à mesma umidade absoluta. É definida como a solução to(P,W) da equação:

WtPW os =),( (4.25) e usando a equação do gás ideal, pode ser escrita como:

W

WP PtP vovs +

== 62198,0

)( (4.26)

onde Pvs(to) é a pressão de saturação do vapor d’água à to. Alternativamente, a temperatura de orvalho pode ser calculada diretamente na faixa de 0 a 93oC por:

1984,032 )(4569,0)][ln(09486,0)][ln(7389,0)ln(526,1454,6 vvvvo PPPPt ++++= (4.27) onde Pv é pressão parcial do vapor d’água no ar úmido [kPa].

Temperatura termodinâmica de bulbo úmido e temperatura de bulbo úmido

Considere o ar úmido inicialmente na temperatura t, umidade absoluta W, entalpia específica h e pressão P, escoando sobre uma lâmina de água de comprimento infinito, dentro de uma câmara adiabática como mostra a Figura 4.2. 8 Em psicrometria convencionou−se que as propriedades específicas são expressas com relação à massa de ar seco e não à de mistura. Isto se deve ao fato de que nos processos psicrométricos geralmente o fluxo de ar seco é constante, enquanto que o vapor d’água é adicionado ou retirado da mistura (ar

úmido).

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Se o ar úmido na entrada não está saturado, parte do líquido evapora na corrente de ar. Ao longo do escoamento a umidade absoluta do ar aumenta gradualmente até que este não possa mais absorver nenhum de vapor d’água. Como não há transferência de calor com a vizinhança o calor latente necessário à evaporação da água origina-se do calor sensível liberado pelo próprio ar úmido. Este processo resulta na redução da temperatura do ar úmido e, no final da evaporação, o ar úmido estará saturado. Em tal processo, denominado saturação adiabática ideal, o ar saturado sai da câmara na mesma temperatura da água que evapora na corrente de ar.

Figura 4.2 – Câmara de comprimento infinito do processo ideal de saturação adiabática.

O estado do ar úmido na entrada da câmara adiabática define uma temperatura termodinâmica de bulbo úmido, t*, que é igual à temperatura do ar úmido saturado no final do processo ideal de saturação adiabática à pressão constante. Um balanço de energia na corrente de ar úmido, em regime permanente, fornece:

*** )( sLs hhWWh =−+ (4.28)

onde: *sh , é entalpia específica do ar úmido no estado final do processo ideal de saturação adiabática [kJ/kga]; * sW , a

umidade absoluta do ar úmido no estado final do processo ideal de saturação adiabática [kgv/kga]; e * Lh , a entalpia

específica da água evaporada na corrente de ar úmido à t* [kJ/kgv] durante o processo ideal de saturação adiabática. A temperatura termodinâmica de bulbo úmido só depende da condição inicial do ar e, sendo uma propriedade puramente hipotética (é resultado de um processo idealizado), não pode ser medida. Usando a definição de entalpia específica do ar úmido, a Equação (4.28) é reescrita como:

( ) ( ) *hW*W*ttWc*ttc lvspvpa  

  −=−+− (4.29)

onde: *lvh , é a entalpia de vaporização da água à *t . Na Equação (4.29), verifica-se que o calor sensível associado à queda

de temperatura do ar úmido é integralmente convertido em calor latente para evaporar a água adicionada na corrente de ar. O calor específico do ar úmido é definido por pvpapu cWcc += , e a Equação (4.29) é reescrita como:

**

*

lv

pus

h

c

tt

WW =

− (4.30)

ou ainda

pu

lvs

c

hWW tt

** * )( −−= (4.31)

A Equação (4.31) mostra que a obtenção da temperatura termodinâmica de bulbo úmido passa por um processo iterativo, pois duas propriedades envolvidas devem ser avaliadas na mesma temperatura que se procura determinar.

Psicrômetro

O psicrômetro é o instrumento usado na medição das temperaturas de bulbo seco e de bulbo úmido do ar. Seu esquema é mostrado na Figura 4.3. Verifica-se que consiste de dois termômetros de mercúrio comuns no qual o bulbo sensor de um deles é envolvido por uma mecha de tecido de algodão, cuja extremidade está imersa em água destilada. A

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temperatura medida no termômetro de mecha úmida é a temperatura de bulbo úmido; no outro, a de bulbo seco. Uma proteção à troca de calor por radiação é interposta entre os dois bulbos e ambos têm forma cilíndrica.

Figura 4.3 – Esquema de medição do psicrômetro.

Quando o ar úmido não saturado escoa sobre o bulbo úmido do psicrômetro parte da água existente na mecha evapora e a temperatura da água que resta na mecha é reduzida. A temperatura t’, lida nesse termômetro, é chamada de temperatura de bulbo úmido. A diferença entre a temperatura de bulbo seco e a de bulbo úmido é denominada depressão de bulbo úmido. Assumindo a condução de calor ao longo da haste do termômetro desprezível e ainda que, em regime permanente, a temperatura da água na mecha é igual à temperatura de bulbo úmido do ar, tem−se que a transferência de calor e massa por unidade de área de superfície da mecha é obtida por:

( ) ( ) ( ) lvsdrrc 'hW'Wh'tthtth −=−+′− (4.32) onde: rc hh e são os coeficientes médios de transferência de calor por convecção e por radiação [W/m

2.oC]; hd , o

coeficiente médio de transferência de massa por convecção [kga/m 2.s]; t , a temperatura do ar úmido afastado da mecha

[oC]; rt , a temperatura radiante média da vizinhança [ oC]; W e W´s , as umidades absolutas do ar úmido e da película de ar

saturado na superfície da mecha [kgv/kga] e ' lvh , a entalpia de vaporização da água à t’ [J/kgv].

A correlação de transferência de calor por convecção forçada em corrente cruzada sobre um cilindro é da forma 3330,n PrReC3u = . Da analogia entre transferências de calor e de massa, a seguinte relação é obtida:

)( 66670,pucd Le.c/hh = . Nessas relações: 3u é o número de 3usselt, Re o de Reynolds, Pr o de Prandtl e Le o de Lewis. O

coeficiente C e o expoente n são constantes. Substituindo essa última relação na Equação (4.32), tem-se:

( ) ( ) 

  

− −

+= −

'tth

'tth

'h

Le.c

'tt

W'W

c

rr

lv

,

pus 1 66670

(4.33)

onde (t − t´) é a depressão de bulbo úmido. Da Equação (4.33), tem-se:

)'('' ttKWW s −−= (4.34) onde K´ representa o coeficiente característico do bulbo úmido, obtido por:

( ) ( ) 

  

− −

+= 'tth

'tth

'h

Le.c 'K

c

rr

lv

,

pu 1 66670

(4.35)

A temperatura de bulbo úmido é função do estado inicial do ar úmido e também da taxa de transferência de calor e massa na mecha do termômetro de bulbo úmido. Comparando as Equações (4.30) e (4.33), verifica-se que a temperatura de bulbo úmido, t´, medida no psicrômetro é igual à temperatura termodinâmica de bulbo úmido, t*, somente se:

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( ) ( )

1166670 = 

  

− −

+ 'tth

'tth Le

c

rr, (4.36)

O psicrômetro de giro9 é mostrado na Figura 4.4(a). Os dois termômetros são montados sobre uma base comum, de modo que possam ser girados ao mesmo tempo para produzir a mesma velocidade relativa da corrente de ar nos bulbos (de 2 a 3 m/s). O psicrômetro de aspiração é mostrado na Figura 4.4(b). Neste, a velocidade da corrente de ar (de 2 a 4 m/s) é produzida por um pequeno ventilador acionado por um motor elétrico movido à pilha. Os bulbos estão localizados em compartimentos individuais e são protegidos dos efeitos de radiação da vizinhança.

Figura 4.4 – Psicrômetros: (a) de giro; (b) de aspiração.

Quando a temperatura do bulbo seco está entre 23,8 e 26,7°C e a de bulbo úmido entre 18,3 e 21,2°C, são usados os seguintes valores de K´ : 0,000 371 oC-1 no de aspiração e 0,000 392 oC-1 no de giro. Depois que as temperaturas de bulbo seco e bulbo úmido do ar úmido são medidas pelo psicrômetro, a umidade absoluta pode ser calculada pela Equação (4.34), visto que a umidade absoluta do ar saturado W´s em t´ é calculada pela Equação (4.17). Para o bulbo úmido de um psicrômetro de aspiração com diâmetro de 2,54 mm, velocidade relativa do ar em torno de 2 m/s, temperatura de bulbo seco de 32,2°C e bulbo úmido de 21,1°C, a relação (t − t*)/(t − t´) é cerca de 2,5 %. Se um psicrômetro de giro é usado nas mesmas condições, esse desvio pode ser reduzido para 1 %. Acima de 2 m/s a velocidade tem pouca influência na redução desse desvio. Como esses desvios são pequenos, conclui−se que na maioria dos problemas de engenharia, a temperatura de bulbo úmido medida por um psicrômetro utilizado corretamente pode ser

diretamente usada como sendo a temperatura termodinâmica de bulbo úmido, sendo essa última a propriedade

termodinâmica que consta em tabelas e diagramas psicrométricos. Deste modo, assumindo que a temperatura termodinâmica de bulbo úmido coincide com a de bulbo úmido, e usando a Equação (4.28) é possível calcular a umidade absoluta por:

*

***

186,4805,1501.2

)()381,2501.2(

tt

ttWt W s

−+

−−− = (4.37)

onde a entalpia de saturação do líquido é substituída pela relação aproximada: ** 186,4 thL = . Diversos fatores podem afetar a precisão de leitura das temperaturas de bulbo seco e de bulbo úmido nos termômetros do psicrômetro. Assim, para que os resultados obtidos sejam confiáveis alguns cuidados devem ser adotados. Os tipos de psicrômetros (giro e aspiração) normalmente usados apresentam termômetros comuns de mercúrio com o bulbo de um deles coberto por uma mecha úmida. Os bulbos sensores devem estar protegidos de modo que a troca de calor por radiação entre eles, e com a vizinhança, seja desprezível. Em locais onde a movimentação do ar é relativamente pequena o psicrômetro de giro é mais usado. Psicrômetros sem ventilação não devem ser usados dado que não são confiáveis. A maioria dos psicrômetros usa termômetros de vidro com mercúrio para medir a temperatura. Entretanto, termômetros de resistência, termopares e elementos bimetálicos também podem ser usados com a mesma finalidade. A função da mecha é manter uma película de água sobre o bulbo úmido. Assim, o tecido de algodão ou outro tecido leve pode ser usado na confecção da mecha, porém devem estar isentos de poeiras e incrustações, que podem interferir na continuidade da película

9 Também denominado rotativo.

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sobre o bulbo e causar erros na leitura. A mecha deve ajustar-se perfeitamente ao bulbo sensor e é recomendável que ela cubra cerca de 5 cm de comprimento da haste a fim de reduzir a condução de calor ao longo desta. A mecha deve ser freqüentemente substituída e somente água destilada deve ser usada para umedecê-la.

4.1.4 Determinação de parâmetros psicrométricos

Segundo a teoria apresentada, são necessários três parâmetros psicrométricos para estabelecer o estado do ar úmido. Embora de construção bastante simples, o psicrômetro tem sido um coadjuvante importante nessas medições, pois fornece duas grandezas essenciais do ar úmido: temperatura de bulbo seco e de bulbo úmido. Essas informações, juntamente com a pressão barométrica ou total, formam o tripé clássico que permite determinar o estado do ar. Entretanto, qualquer outro conjunto de três parâmetros psicrométricos pode ser usado para estabelecer o estado da mistura: existem instrumentos como os higrômetros, que medem a umidade relativa do ar, ou ainda os medidores de umidade absoluta. Dentre todas as combinações possíveis, incluindo a pressão, selecionou−se três combinações de dados de entrada que são usadas para determinar o estado do ar. Nos três casos a temperatura de bulbo úmido t’ é igual à temperatura termodinâmica de bulbo úmido t*. No caso 1, esta temperatura é medida pelo psicrômetro; nos outros, deve ser calculada iterativamente. As Tabelas 4.3, 4.4 e 4.5 mostram os fluxogramas de cálculos para os casos abordados.

Tabela 4.3 − Caso 1: pressão atmosférica ou total (Patm ou P), temperatura de bulbo seco (t) e temperatura de bulbo úmido (t’).

Para obter Use Comentários

)'t(Pvs Equação (4.18) Pressão de vapor saturado em t’

s'W Equação (4.17) Usando )'t(Pvs

W Equação (4.37) Equação de saturação adiabática

)t(Pvs Equação (4.18) Pressão de vapor saturado à t

sW Equação (4.17) Usando )t(Pvs

)t(Pv Equação (4.16) Usando W

φ Equação (4.19) Usando )t(Pvs e )t(Pv

ν Equação (4.21) Usando P, t e )t(Pv

h Equação (4.24) Admite cp e cv constantes, usando t e W to Equação (4.27) Ou Equação (4.26) p/ solução iterativa

Tabela 4.4 − Caso 2: pressão atmosférica ou total (Patm ou P), temperatura de bulbo seco (t) e umidade relativa (φ)

Para obter Use Comentários

)t(Pvs Equação (4.18) Pressão de vapor saturado à t

)t(Pv Equação (4.19) Usando φ

W Equação (4.16) Usando P e )t(Pv

ν Equação (4.22) Usando P, t e W h Equação (4.24) Admite cp e cv constantes, usando t e W to Equação (4.27) Ou Equação (4.26) p/ solução iterativa t’ Equação (4.37) Equação de saturação adiabática iterativa

Tabela 4.5 − Caso 3: pressão atmosférica ou total (Patm ou P), temperatura de bulbo seco (t) e umidade absoluta (W).

Para obter Use Comentários

)t(Pvs Equação (4.18) Pressão de vapor saturado à t

)t(Pv Equação (4.16) Usando W

φ Equação (4.19) Usando )t(Pvs e )t(Pv

ν Equação (4.21) Usando P, t e )t(Pv

h Equação (4.24) Admite cp e cv constantes, usando t e W to Equação (4.27) Ou Equação (4.26) p/ solução iterativa t’ Equação (4.37) Equação de saturação adiabática iterativa

Nos casos 2 e 3, a temperatura termodinâmica de bulbo úmido é obtida por solução numérica da equação do processo de saturação adiabática. Essa forma implícita exige um cálculo iterativo. A Figura 4.5 apresenta um fluxograma, que pode ser implementado como parte de uma rotina computacional, pressupondo que já sejam conhecidos os valores de P, t, h, W e φ.

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QaaQa

TbuaaTbua QaTbuaTbu

− ×−=

TolTbuaTbu ≤−

maxNIter ≤

)Tbua(FsadQa QaQaa TbuTbua TbuaTbuaa

1IterIter

= = = =

+=

1=φ

)Tbuaa(FsadQaa )Tbua(FsadQa

TbsTbuaa 1TbsTbua

20maxN 001,0Tol

1Iter

= =

= −=

= = =

φ,w,h,t,P

TbsTbu = Sim

Não

Convergiu

Fim

iteraçõesmaxN emconvergiuNão

Aviso

Sim

Sim

Não

Não

Figura 4.5 − Determinação numérica da temperatura termodinâmica de bulbo úmido.

4.1.5 Diagrama psicrométrico

O diagrama psicrométrico10 é um gráfico que permite obter o traçado de diversos processos psicrométricos e a determinação de estados e propriedades do ar úmido. São aliados imprescindíveis dos projetistas de refrigeração e ar condicionado ao analisar e quantificar rapidamente os diversos processos por quais passa o ar úmido ao escoar através de equipamentos, acessórios e dispositivos. É construído com base no fato de que o estado termodinâmico do ar úmido é determinado por três propriedades independentes. Assim, se uma de três for mantida constante as outras duas formam os eixos de um gráfico no plano do papel. Nesse gráfico, as isolinhas das outras propriedades psicrométricas são construídas. Qualquer ponto do gráfico definirá um estado da mistura, ou seja, do ar úmido. Geralmente, a pressão da mistura é escolhida como propriedade a ser mantida constante, já que na maioria dos processos psicrométricos sua variação é desprezível. De fato, todos os diagramas psicrométricos são construídos para uma pressão de mistura fixa. Do ponto de vista estritamente termodinâmico quaisquer outras duas propriedades poderiam ser usadas na construção dos eixos. Entretanto, fatores como o formato visual, a facilidade de uso e aplicação em projetos devem ser considerados. Por isso, o diagrama utilizado neste texto é do tipo que adota a entalpia específica (h) e a umidade absoluta (W) como eixos. Esse tipo de diagrama é comumente designado de diagrama de Mollier, pois ele foi o pioneiro no uso de eixos tipo W×h. Seu diagrama apresenta algumas vantagens construtivas e permite conduzir a análise de processos psicrométricos de forma simples e precisa. A ASHRAE desenvolveu sete diagramas em unidades SI: os de 1 a 4 para pressão ao nível do mar; o 5 para 750 m de altitude (92,66 kPa); o 6 para 1.500 m (84,54 kPa) e o 7 para 2.250 m (77,04 kPa). As faixas de temperatura de bulbo seco nesses diagramas são: 0 a 50°C (temperatura normal) para os diagramas 1, 5, 6 e 7; − 40 a 10°C (baixa temperatura) para o 2; 10 a 120°C (alta temperatura) para o 3 e 100 a 120°C (altíssima temperatura) para o 4. O diagrama 1 é apresentado no Apêndice.

4.1.6 Processos psicrométricos básicos

Na carta psicrométrica é possível identificar rapidamente todos os processos de interesse na análise do ar úmido. A Figura 4.6 mostra a representação desses processos sobre a carta psicrométrica. Os processos que normalmente ocorrem no ciclo básico de condicionamento de ar serão abordados em seguida com maiores detalhes.

10 Também chamado comumente de carta psicrométrica.

( ) ( ) Lsad hWWthhF ′−′+′−=

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Figura 4.6 – Processos psicrométricos básicos.

Resfriamento e desumidificação do ambiente condicionado

De acordo com a finalidade de uso do espaço condicionado, são especificadas a temperatura de bulbo seco e a umidade relativa mais adequada ao conforto térmico. Nesse caso, o ar insuflado no espaço condicionado deve apresentar uma combinação de condição termodinâmica e vazão que satisfaça a remoção de calor sensível e latente, e permita manter as condições desejadas. Quanto menor a temperatura de bulbo seco do ar insuflado no ambiente, menor é a vazão necessária para remover a mesma quantidade de calor sensível, e vice-versa. A Figura 4.7(a) mostra os ganhos de calor sensível e latente (vapor d’água) no ambiente condicionado e a Figura

4.7(b) o seu diagrama psicrométrico. A quantidade SQ & representa a soma líquida de todas as cargas sensíveis internas e

externas. A quantidade ∑ vvhm& representa a soma líquida de todas as cargas latentes internas e externas: cada quilograma de vapor d’água liberado no ambiente condicionado adiciona uma quantidade de energia igual a sua entalpia específica.

Figura 4.7 – Aquecimento e umidificação do ar no ambiente condicionado.

Um balanço de energia, em regime permanente, fornece:

21 hmQhmhm aSvva & &&& =++∑ (4.38)

e o balanço de massa de vapor:

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21 WmmWm ava &&& =+∑ (4.39) Explicitando a vazão mássica de ar na Equação (4.39), substituindo em (4.38) e rearrumando, tem-se:

∑ ∑ +=

− −

v

Svv

m

Qhm

WW

hh

&

&&

12

12 (4.40)

Esta equação mostra que existe uma relação linear entre a variação de entalpia e a de umidade absoluta. O coeficiente angular da reta é fornecido pela razão entre o calor total e a quantidade de vapor d’água injetado. Assim, conhecidas essas quantidades, a inclinação da reta de processo do ambiente, estará determinada no diagrama psicrométrico.

Aquecimento e resfriamento sensível

A Figura 4.8(a) ilustra os processos de resfriamento e aquecimento sensível e a Figura 4.8(b) os mostra sobre o diagrama psicrométrico. No aquecimento ou o resfriamento sensível do ar o processo é representado por uma linha reta horizontal; nenhum vapor d’água é adicionado ou removido do ar e sua umidade absoluta permanece constante. No aquecimento sensível do ar (estado 1 a 2) utiliza–se serpentinas de água quente ou vapor d’água, ou ainda resistências elétricas. No resfriamento sensível do ar (estado 2 a 1) utiliza–se uma serpentina com a superfície mais fria que o ar, porém com temperatura superior ao ponto de orvalho para evitar a condensação de vapor d’água.

Figura 4.8 - Aquecimento e resfriamento sensível

Em regime permanente, a equação do balanço de energia fornece:

021 =+− qhmhm aa &&& (4.41) e daí, a troca de calor no processo é:

( )12 hhmq a −= && (4.42) onde h2 e h1 são, respectivamente, as entalpias específicas do ar na entrada e na saída do processo. Se a entalpia do ar na saída é maior do que na entrada, calor foi adicionado ao ar causando seu aquecimento; caso contrário, calor foi retirado causando seu resfriamento. Em regime permanente, o balanço de massa de vapor fornece:

12 WW = (4.43) Portanto, as vazões mássicas de ar seco e vapor d’água não sofrem mudanças durante os processos de aquecimento ou resfriamento sensíveis.

Desumidificação do ar por resfriamento

Coloca–se o em contato ar com uma superfície cuja temperatura está abaixo de seu ponto de orvalho. Geralmente, a superfície é fornecida por uma serpentina aletada no interior da qual escoa um fluido refrigerante primário (HCFC ou

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HFC) ou secundário (água gelada ou salmoura). Se a temperatura da serpentina está abaixo de 0°C ocorre condensação e posterior congelamento da água. Isto requer descongelamento da serpentina para não bloquear a vazão de ar. A Figura 4.9(a) mostra o esquema da serpentina de resfriamento e desumidificação e a Figura 4.9(b) o processo sobre o diagrama psicrométrico. Se o processo de resfriamento atravessar uma serpentina grande o suficiente então seu estado final será 2’ e o ar está saturado na temperatura da seção de saída. Em condições reais o ar jamais alcançará o estado 2’ e sim o estado 2. As transferências de calor e massa podem ser obtidas em termos dos estados inicial e final do ar. O condensado (vapor d’água retirado do ar) pode ser drenado do sistema em qualquer temperatura entre a de orvalho do ar na entrada e a temperatura na saída da serpentina. Geralmente, considera-se que o condensado é resfriado até a temperatura final do ar, t2, antes de ser drenado. Em regime permanente, o balanço de energia fornece:

Figura 4.9 - Desumidificação do ar por resfriamento.

221 CCaa hmqhmhm &&&& ++= (4.44)

e o balanço de massa de vapor:

Caa mWmWm &&& += 21 (4.45) Desse modo, a quantidade de vapor d’água retirado (condensado) da corrente de ar que atravessa a serpentina de resfriamento e desumidificação é obtida por:

( )21 WWmm aC −= && (4.46) e o calor trocado por:

( ) ( )[ ]22121 Ca hWWhhmq −−−= && (4.47)

onde Cm& é a vazão mássica de condensado e 2Ch a entalpia específica do condensado na temperatura de saída.

Resfriamento e desumidificação é um processo que envolve transferências simultâneas de calor sensível e latente. Em regime permanente, o calor sensível é obtido por:

( )21 ttcmq paaS −= && (4.48) e o latente, por:

( ) 'lvaL

hWWmq 121

−= && (4.49)

onde: 'lv

h 1 , é a entalpia de vaporização à temperatura de orvalho na entrada da serpentina, ou seja, em 1’. A Equação

(4.48) não considera o calor sensível para resfriamento do vapor d’água desde o estado de entrada 1 até o de saturação 1’ e

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nem o calor sensível para resfriamento do condensado do estado 1’ até 2, visto que estes representam de 0,5 a 1,5% do calor total trocado na serpentina de resfriamento e desumidificação.

Mistura adiabática de duas correntes de ar

Envolve a mistura adiabática de duas correntes de ar em estados termodinâmicos diferentes. A Figura 4.10(a) mostra o esquema de mistura e a Figura 4.10(b) a representação do processo na carta psicrométrica. Em regime permanente, o balanço de energia fornece:

332211 hmhmhm aaa &&& =+ (4.50) o balanço de massa de ar seco:

Figura 4.10 - Esquema de mistura adiabática de duas correntes de ar.

321 aaa mmm &&& =+ (4.51) e o de vapor d’água:

332211 WmWmWm aaa &&& =+ (4.52)

Combinando as Equações (4.50), (4.51) e (4.52) para eliminar o fluxo de ar na saída 3am& , tem-se:

13

32

13

32

2

1

WW

WW

hh

hh

m

m

a

a

− =

− =

&

& (4.53)

Essa equação mostra que na mistura adiabática de duas correntes de ar, o estado de mistura está localizado sobre a reta que une os estados iniciais das correntes.

Umidificação adiabática do ar

Em certas circunstâncias, quando há pouca umidade no ar, pode ser necessário elevar sua umidade absoluta. Para alcançar esse objetivo é utilizado o processo de umidificação por aspersão de vapor d’água. A Figura 4.11(a) mostra um dispositivo que permite realizar esse processo e a 4.11(b) a sua representação sobre a carta psicrométrica. Em regime permanente, o balanço de energia fornece:

21 hmhmhm avva &&& =+ (4.54) e o balanço de massa de vapor d’água:

21 WmmWm ava &&& =+ (4.55) Combinando essas equações, tem-se:

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12

12

WW

hh hv −

− = (4.56)

Figura 4.11 - Dispositivo para umidificação do ar.

A Equação (4.56) mostra que a entalpia do vapor d’água injetado, vh , determina a direção da reta sobre a qual se

localiza o estado final do ar. A razão definida por esta equação é uma grandeza importante e aparece numa escala angular nos diagramas psicrométricos ASHRAE (vide Apêndice).

Fator de calor sensível

O calor sensível é transferido nos processos que alteram apenas a temperatura de bulbo seco do ar, permanecendo constante sua umidade absoluta. Nos processos básicos apresentados, os de resfriamento e aquecimento sensível são exemplos de trocas térmicas de calor sensível. O calor latente é transferido nos processos que atuam sobre a umidade absoluta do ar enquanto sua temperatura de bulbo seco permanece inalterada. Excetuando os de aquecimento e resfriamento sensível, todos os demais processos apresentados envolvem uma parcela de calor latente. O calor total é a soma das parcelas de calor sensível e calor latente envolvidas num determinado processo psicrométrico. O fator de calor sensível é a razão entre as parcelas de calor sensível e calor total envolvidas no processo. Assim, em processos de resfriamento e aquecimento sensível o fator de calor sensível é unitário. Já em processos que envolvem calor latente esse valor é menor do que 1 (um) e vai reduzindo à medida que aumenta o valor relativo da parcela de calor latente no processo. Aqui, o termo calor é usado inadequadamente para designar na verdade uma taxa de fluxo de calor, ou seja, um fluxo de energia por unidade de tempo.

4.2 Transferência de calor em superfície molhada

Nesta seção, estudaremos o processo de transferência simultânea de calor e massa para definir o potencial de entalpia, que é um conceito importante na compreensão dos processos de condensação e evaporação envolvendo água e ar úmido. Além disso, a seção introduz a chamada lei da linha reta, a qual estabelece a direção dos processos de transferência de calor e massa, visualizados no digrama psicrométrico, que ocorrem quando o ar úmido escoa em contato com uma superfície molhada.

4.2.1 Analogia entre a transferência de calor e massa por convecção

Considere uma corrente de ar não saturado que escoa sobre uma lâmina de água. Se a temperatura da água é superior ao ponto de orvalho do ar certa quantidade de água evapora. Na interface ar–água o ar está parado e praticamente saturado. Portanto, nessa película de ar a transferência de massa se dá por difusão molecular causada por gradientes de densidade segundo um mecanismo semelhante à difusão de calor. A velocidade do ar aumenta até atingir a velocidade da corrente livre à medida que nos afastamos da superfície. Durante essa transição os efeitos de advecção superpõem-se aos de difusão e a transferência de massa ocorre por convecção: a transferência resulta da difusão molecular combinada com a movimentação do fluido. Por analogia à lei do resfriamento de 3ewton, define–se a transferência de massa por convecção entre uma superfície molhada e uma corrente de ar por:

( )∞−= ρρsmv Ahm& (4.57)

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onde: vm& = taxa de transferência de massa por convecção, kg/s;

mh = coeficiente de transferência de massa por convecção, m/s;

A= área de transferência de massa, m2;

sρ = densidade do vapor d’água junto à superfície molhada, kg/m3;

∞ρ = densidade do vapor d’água na corrente livre (afastado da superfície molhada), kg/m 3.

Como os processos de transferência de calor e massa por convecção são análogos, tem-se:

( )Re,geometriaf Sc

Sh

Pr

3u nn == (4.58)

onde: kLh3u c= , número de 3usselt, adimensional; kcPr paµ= , número de Prandtl, adimensional;

vm DLhSh = , número de Sherwood, adimensional;

va DSc µρ= , número de Schmidt, adimensional; µρ VLRe a= , número de Reynolds, adimensional;

L = dimensão característica da geometria, m;

ch = coeficiente de transferência de calor por convecção, W/m².°C;

pac = calor específico do ar, J/kg.°C;

k = condutibilidade térmica do fluido, W/m².°C; µ = viscosidade cinemática do fluido, m²/s;

aρ = densidade do ar, kg/m³; vD = coeficiente de difusão de massa, m

2/s.

Em virtude dessa analogia a maioria das expressões para obtenção dos coeficientes de transferência de massa por convecção é derivada de expressões que determinam os coeficientes de transferência de calor por convecção, admitindo geometrias e números de Reynolds similares. Substituindo os números adimensionais na Equação (2.58) por suas definições, obtém-se a seguinte relação:

66670 , paa

m

c Lec h

h ρ= (4.59)

onde: vpaa DckLe ρ= , número de Lewis, adimensional. Em processos de transferência simultânea de calor e massa entre o ar e a água e de interesse para a engenharia de ar condicionado 1=Le . Esse valor unitário tem implicações importantes na proximidade entre os valores da temperatura de bulbo úmido (lida no psicrômetro) e a temperatura termodinâmica de bulbo úmido (uma propriedade psicrométrica). A transferência de massa por convecção é um processo análogo à transferência de calor por convecção.

4.2.2 Potencial de entalpia

Em serpentinas de resfriamento e desumidificação, torres de arrefecimento, condensadores evaporativos, umidificadores, entre outros, ocorre sempre adição ou remoção de vapor d’água do ar. Nesse caso, a mudança de fase está presente. O fato é que a mudança de fase da água requer fornecimento ou remoção de calor correspondente à sua entalpia de vaporização, não sendo esta uma quantidade desprezível. Desse modo, devem ser considerados os dois fenômenos de transferência que ocorrem simultaneamente: o de calor e o de massa. Considere o escoamento do ar úmido junto a uma superfície molhada como indicado na Figura 4.12(a). Se a

temperatura da superfície, S t , for diferente da temperatura da corrente livre de ar, t , ocorre transferência de calor; do

mesmo modo, se a umidade absoluta do ar junto a superfície, S

W , for diferente da umidade absoluta da corrente livre de ar,

W, então ocorre também transferência de massa.

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Figura 4.12 – (a) Corrente de ar úmido sobre superfície molhada, (b) análise da interface ar-água.

No elemento diferencial o fluxo de calor sensível resultante da transferência de calor por convecção através da área diferencial dA é obtido por:

( )ttdAhQd ScS −=& (4.60) Da mesma forma, a taxa de transferência de vapor d’água entre a corrente livre de ar e o ar junto à superfície é obtida por:

( )WWdAhmd Samv −ρ=& (4.61) Usando o volume de controle da Figura 4.13(b) realiza-se uma análise mais apurada da interface ar–líquido. O balanço de energia, em regime permanente, fornece:

v s lvSTL mdhQQQ &

&&& =δ−δ=δ (4.62)

onde LQ &δ é o fluxo de calor latente diferencial, TQ&δ o de calor total e

s lvh é a entalpia de vaporização da água à

temperatura da superfície. Substituindo a Equação (4.61) em (4.62) tem-se:

( )WWdAhhQ smslvaL −ρ=δ & (4.63) Assim, o fluxo de calor total diferencial é obtido por:

( ) ( )[ ]dAWWhhtthQQQ smslvascLST −ρ+−=δ+δ=δ &&& (4.64) Essa equação mostra que a transferência de calor total a corrente livre de ar em contato com uma superfície molhada compõe–se de duas parcelas: uma devida à diferença de temperatura e outra que se origina na diferença de umidades absolutas, ou seja, dois potenciais causam o fluxo de calor total. Esses potenciais de transferência de calor e de massa podem ser combinados num único potencial através da relação de Lewis. Assim:

( )hh c

dAh Q s

pu

c T −=δ & (4.65)

onde puc é o calor específico do ar úmido e o termo ( )hhs − é o potencial de entalpia – diferença entre a entalpia específica do ar saturado na interface ar–água e entalpia específica do ar na corrente livre. A Equação (4.65) permite determinar a transferência de calor em equipamentos que envolvem contato direto entre o ar e a água, tais como, serpentinas de resfriamento e desumidificação, torres de arrefecimento e condensadores evaporativos. Como o calor total transferido envolve parcelas sensível e latente, existem três possibilidades de transferência de calor entre uma corrente de ar em contato com uma superfície molhada. A Figura 4.13 apresenta os esquemas sobre o diagrama psicrométrico desses três casos, cujos sentidos dos fluxos de calor existentes são:

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Figura 4.13 – Processos de resfriamento do ar por contato direto com água.

Nesses três casos, o calor sensível sempre é transferido da corrente de ar para a superfície molhada pois sua temperatura é sempre maior do que a da película de água. Existe ainda a possibilidade de a temperatura da corrente de ar ser menor do que a da superfície molhada; nesse caso, a transferência de calor ocorre da parede molhada para o ar.

4.2.3 Lei da linha reta

Em taxas reduzidas de transferência de massa, os estados termodinâmicos do ar em contato com a película de água junto à parede molhada percorrem um determinado processo que, no diagrama psicrométrico, é representado por uma linha reta que liga o estado inicial do ar ao seu estado próximo à parede molhada. Isso é decorrência da lei da linha reta, que pode ser deduzida considerando o volume de controle (VC) diferencial unidimensional apresentado na Figura 4.14 que envolve a corrente de ar e parte da película de líquido. As propriedades do ar na entrada do VC são conhecidas e sofrem variações infinitesimais dentro do VC devido à adição (ou remoção) de vapor d’água, de tal modo que na saída do VC seus valores são diferentes. Se o processo ocorre em regime permanente, o VC é alimentado continuamente pela face inferior com uma vazão de líquido elementar Lmd & , a fim de repor a evaporação da película de água no VC. O balanço de energia no

VC, em regime permanente, resulta em:

( ) LLaaT mdhhmdhhmQd &&&& −−+= (4.66.a) ou ainda:

LLaT mdhdhmQd && & −= (4.66.b)

Um balanço de vapor d’água na corrente de ar do VC, em regime permanente, fornece:

( )dWWmmdWm aLa +=+ &&& (4.67.a)

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Figura 4.14 – Volume de controle diferencial unidimensional para balanços de massa e energia numa corrente de ar em contato com a parede molhada.

ou ainda

dWmmd aL && = (4.67.b) Substituindo a Equação (4.67.b) em (4.66.b), tem-se:

( )dWhdhmQd LaT −= && (4.68) Esta equação resulta da aplicação das leis de conservação de massa e energia, para o problema de evaporação da água na película de líquido. Obviamente, as Equações (4.65) e (4.68) calculam exatamente o mesmo valor. Assim:

( ) ( )hh c

dAh dWhdhm s

pu

c La −=−& (4.69)

Usando a Equação (4.61) e considerando que dWmmdmd aLv &&& == , então:

( )WWh dWm

dA sma

a

−ρ =

& (4.70)

Substituindo a Equação (4.70) em (4.69) e rearrumando, tem-se:

WW

hh R

dW

dh

s

s Le −

− = (4.71)

onde a relação de Lewis aparece quando a densidade do ar seco confunde˘se com a da mistura (ar úmido). Como a LeR é

aproximadamente unitária a Equação (4.71) pode ser integrada pelo método de separação de variáveis. Assim:

C WW

hh

s

s = −

− (4.72)

onde C é uma constante de integração, cujo valor pode ser obtido da condição inicial do ar, ou seja, 1WW = quando 1hh = . Finalmente:

1

1

WW

hh

WW

hh

s

s

s

s

− =

− (4.73.a)

A Equação (4.73.a) é chamada lei da linha reta. Ela estabelece que o estado de uma corrente livre de ar (com entalpia específica, h, e umidade absoluta, W) em contato com uma superfície molhada percorre um processo sobre um segmento de reta no diagrama psicrométrico, como mostra a Figura 4.16.

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Figura 4.15 – Lei da linha reta no diagrama psicrométrico W× h.

Referindo–se a Figura 4.16, suponha que um fluxo de ar úmido no estado 1 entra em contato com uma superfície molhada no estado s. À medida que o ar escoa, seus estados termodinâmicos serão sucessivamente 2, 3, … até, no limite, atingir o estado s do ar junto à superfície. Esta sucessão de estados obedece à lei da linha reta. Assim:

C WW

hh

WW

hh

WW

hh

WW

hh

ns

ns

s

s

s

s

s

s = −

− ==

− =

− =

− L

3

3

2

2

1

1 (4.73.b)

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U1IDADE 5 SISTEMAS E EQUIPAME1TOS DE CLIMATIZAÇÃO

Nesta unidade, serão apresentados os sistemas de ar condicionado para conforto e seus equipamentos, com ênfase aos usados em controle de temperatura e conteúdo de umidade em ambientes condicionados por resfriamento. Seus esquemas simplificados e processos psicrométricos correspondentes serão apresentados e quantificados.

5.1 Sistema básico ar condicionado para conforto

Os processos psicrométricos auxiliam a análise termodinâmica dos sistemas de climatização, pois quantificam as taxas de transferência de calor e umidade (injeção ou remoção de vapor d’água) envolvendo o ar em circulação no vários pontos do sistema. As taxas de transferência de calor sensível estão associadas com as variações de temperatura do ar, enquanto as de calor latente com as variações de umidade absoluta. A Figura 5.1 mostra o esquema de um sistema de zona térmica única e vazão de ar constante usado em condicionamento de ar para conforto. A radiação solar incidente e as cargas internas sempre impõem ganhos de calor ao ambiente condicionado. A transmissão de calor pela estrutura da edificação devida à diferença de temperatura e a energia associada à infiltração e/ou exfiltração de ar, podem representar ganhos e/ou perdas para o ambiente condicionado.

Figura 5.1 − Sistema básico de climatização: zona térmica única e vazão de ar constante.

As taxas de transferência de calor na serpentina de resfriamento e desumidificação não podem ser calculadas considerando somente as cargas térmicas associadas ao ambiente condicionado. Também devem ser consideradas cargas sensível e latente do ar exterior e de outros componentes de carga térmica. Fatores como: ganhos de calor dos ventiladores de insuflamento e retorno, ganhos ou perdas de calor nos dutos que conduzem o ar, fugas de ar nos dutos e/ou na fronteira do espaço condicionado, tipo de sistema de retorno de ar, e as condições atuais existentes no ambiente em contraste com as que existirão depois da climatização devem ser observados. Todos esses fatores estão relacionados para estabelecer o tamanho dos equipamentos e o arranjo apropriado do sistema. Em sistemas de condicionamento de ar para conforto a maior parte do ar insuflado no ambiente condicionado é recirculado, ou seja, retorna ao condicionador, o restante sai pela exaustão. O ar recirculado mistura-se ao ar externo de ventilação e passa no condicionador, onde é resfriado e desumidificado para ser insuflado no ambiente. O ar externo de ventilação renova o ar do ambiente condicionado. A Figura 5.2 mostra os processos psicrométricos de um sistema típico para resfriamento de verão. Neste caso, o ar externo E mistura-se com o ar recirculado em S, atingindo a condição de mistura M. Em seguida passa pela serpentina onde é resfriado e desumidificado atingindo a condição I , para depois ser reintroduzido no ambiente condicionado. A vazão de ar insuflado deve ser combinada com a condição I de tal modo que as cargas internas e externas sejam removidas, a fim de manter uma determinada condição de projeto S no ambiente condicionado. Um parâmetro importante para analisar o comportamento de uma serpentina de resfriamento e desumidificação é o fator de by-pass (fb). Esse fator indica a parcela da quantidade de ar que atravessa a serpentina e não entra em contato com as superfícies dos tubos ou das aletas, saindo, portanto, no mesmo estado termodinâmico que entrou. O complemento, ou seja (1–fb), indica a parcela de ar que entra em contato direto com a serpentina, é resfriado e desumidificado, e sai saturado na temperatura média efetiva da serpentina (TMES). Essa TMES é uma temperatura hipotética que existiria se em toda a superfície da serpentina a temperatura fosse uniforme, e causaria o mesmo efeito sobre a condição do ar que causa a situação real. Desse modo, o estado termodinâmico do ar na saída é determinado pela mistura adiabática de duas correntes de ar quantificadas pelas parcelas fb e (1–fb). A Figura 5.3 mostra um esquema da serpentina de resfriamento e desumidificação com o fator de by-pass e o processo correspondente sobre o diagrama psicrométrico.

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Figura 5.2 − Linhas de processo do sistema básico de condicionamento de ar

Figura 5.3 – Fator de by-pass da serpentina de resfriamento e desumidificação

O fator de by-pass depende de características construtivas da serpentina e de sua condição de funcionamento. Quanto maior a área de troca de calor da serpentina (número de tubos e de aletas por polegada) menor será seu fator de by- pass. A redução da velocidade de ar através da serpentina causa também a redução desse fator, pois aumenta o tempo de contato entre o ar e a serpentina, aumentando a troca de calor. A Tabela 5.1 apresenta valores de fatores de by-pass que podem ser usados na falta de informações específicas da serpentina usada.

Tabela 5.1 − Valores usuais de fator de by-pass.

Diferentes aplicações Fator de by-pass Aplicação Uso típico

0,30 a 0,50 Balanço térmico médio e pequeno com fator de calor sensível baixo (ganhos latentes proporcionalmente grandes)

Apartamentos

0,20 a 0,30 Ar condicionado para conforto clássico. Balanço térmico relativamente pequeno e fator de calor sensível baixo.

Lojas pequenas Fábricas

0,10 a 0,20 Ar condicionado para conforto clássico. Lojas grandes Bancos Fábricas

0,05 a 0,10 Carga sensível grande com ar externo de renovação elevado. Lojas grandes Restaurantes Fábricas

0 a 0,10 Funcionamento com ar externo total. Hospitais Fábricas

Serpentinas aletadas sem pulverização de água Número de aletas por centímetro (por polegada)

Número de filas 3,2 (8) 5,6 (14) Velocidade do ar ( 1,5 a 3,5 m/s ) 2 3

0,42 − 0,55 0,27 − 0,40

0,22 − 0,38 0,10 − 0,23

4 5

0,19 − 0,30 0,12 − 0,23

0,05 − 0,14 0,02 − 0,09

6 8

0,08 − 0,18 0,03 − 0,08

0,01 − 0,06 − x −

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Nos sistemas de climatização são conhecidos o estado psicrométrico do ar externo ( AEAE

Wt , ) e do ambiente

condicionado ( SS

Wt , ), a carga térmica sensível ( S

Q& ) e latente ( L

Q& ) do ambiente condicionado e a vazão de ar externo

de renovação ( AE

V& ). Para determinar a condição de insuflação I e a vazão de ar insuflado IV & , usa–se um processo gráfico

baseado nos fatores de calor sensível (FCS) e fator de by-pass da serpentina (fb). O fator de calor sensível do ambiente condicionado é obtido por:

LS

S amb

QQ

Q FCS

&&

&

+ = (5.1)

e o fator de calor sensível da serpentina por:

LS

S serp

qq

q FCS

&&

&

+ = (5.2)

onde os valores de Sq& e Lq& são as taxas de remoção de calor sensível e latente resultantes do processo de resfriamento e

desumidificação na serpentina. Assim:

adicionaisganhosQQq AE,SSS ++= &&& (5.3) e

adicionaisganhosQQq AE,LLL ++= &&& (5.4) Os ganhos adicionais são decorrentes de outras fontes de calor como, por exemplo, os dutos de insuflação e retorno de ar em contato com o ar cuja temperatura é maior do que a do ar que escoa dentro deles. Em princípio, não tendo como avaliá–los, serão desprezados. O calor sensível e o calor latente do ar externo são obtidos, respectivamente, por:

( )SAEpa AE

AE AE,S ttc

v

V Q −=

& & (5.5)

e

( ) s t,vSAE AE

AE AE,L AE

hWW v

V Q −=

& & (5.6)

onde AE v é o volume específico do ar externo e s t,v AEh é a entalpia do vapor d’água saturado na temperatura do ar externo.

Verifica-se na Figura 5.3, que é a parcela (1−fb) da vazão total de ar a que efetivamente realiza o resfriamento ao entrar em contato direto com a serpentina. Essa parcela, cuja temperatura varia de TMES (na serpentina) até

St (no

ambiente condicionado), retira o calor do ambiente condicionado e também da parcela dada por fb, já que esta passa pela serpentina sem modificar seu estado termodinâmico. Deste modo, um fator de calor sensível efetivo é definido por:

efet,Lefet,S

efet,S

efet QQ

Q FCS

&&

&

+ = (5.7)

onde:

AE,SSefet,S QfbQQ &&& += (5.8)

e

AE,LLefet,L QfbQQ &&& += (5.9)

Com os fatores calculados de calor sensível traçam–se as linhas de processo do ambiente condicionado, da serpentina e do ar que efetivamente realiza o resfriamento no sistema sobre o diagrama psicrométrico. A Figura 5.4 mostra essas linhas indicando suas posições nos processos do sistema básico de condicionamento de ar e os pontos sobre os quais elas passam.

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Figura 5.4 – Linhas de processo do sistema básico de condicionamento de ar.

A primeira a ser traçada é a do ambiente condicionado, passando pelo estado S. Depois é a do ar que efetivamente realiza o resfriamento, passando também por S. Quando essa reta cruza a linha de saturação está determinada à temperatura média efetiva da serpentina, ou seja, a TMES. Finalmente, a reta de processo da serpentina é traçada passando pelo estado TMES. O cruzamento da linha do ambiente com a da serpentina determina o estado de insuflação do ar, I. Determinada a condição de insuflação, a vazão de ar é obtida por:

( )ISpa SI

I ttc

Qv V

− =

& & (5.10)

5.2 Sistemas multizonas

Uma zona térmica compreende uma sala, um conjunto de salas, um andar, parte da edificação ou mesmo toda a edificação cuja temperatura do ar é controlada por um único termostato. Os fatores de calor sensível em ambientes da mesma zona térmica são semelhantes. Em edificações com várias zonas térmicas é comum usar um sistema central para atender às diversas zonas. São usados vários arranjos de rede de dutos de distribuição e retorno de ar, de localização dos equipamentos de refrigeração e estratégias de controle. Os mais comuns são: vazão de ar constante (VAC) com um duto e aquecimento terminal, vazão de ar constante com dois dutos e caixa de mistura de insuflamento e sistemas de vazão de ar variável (VAV).

5.2.1 Sistema VAC com aquecimento terminal

Na Figura 5.5 as zonas térmicas 1 e 2 são mantidas em temperaturas diferentes cada uma controlada por seu próprio termostato. A vazão de ar em cada zona depende da carga térmica e da condição de insuflação. A vazão de ar proveniente de cada zona mistura–se e segue para o duto de retorno. Uma parcela da vazão de retorno desvia–se para a exaustão; a restante, para a recirculação. A exaustão permite que ar externo seja captado para ventilação dos ambientes, mantendo o balanço de massa do sistema. As vazões de ar externo e de recirculação somadas resultam na vazão de insuflação, porém, na condição de mistura. Para garantir desumidificação suficiente, todo o ar na condição de mistura é resfriado até 13°C e a condição de insuflação em cada zona é obtida na serpentina de aquecimento comandada pelo termostato da zona correspondente. As serpentinas de aquecimento podem ser de água quente ou vapor. Resistências elétricas podem substituir as serpentinas. Para um controle de umidade nas zonas mais apurado são instalados umidificadores de ar depois das serpentinas de aquecimento. Nesse caso, um controle de umidificação é usado em cada zona. As vantagens do sistema são: os dutos de insuflação ocupam pouco espaço e o controle da temperatura em cada zona é feito com precisão, sob condições de cargas variadas. As desvantagens residem no consumo elevado de energia tanto no equipamento de refrigeração quanto nas serpentinas de aquecimento. Este consumo diminui se a temperatura de insuflação for elevada a ponto de evitar a instalação ou promover a desativação de uma (ou várias) serpentina(s) de aquecimento. Outro modo de reduzir esse consumo é realizar o aquecimento por meio de energia recuperada de um ponto qualquer do próprio sistema (p.ex: condensador), ou de outro sistema da edificação (p.ex: iluminação artificial).

5.2.2 Sistema VAC com dois dutos e caixa de mistura

Na Figura 5.6 depois da mistura da vazão de ar externo com a de recirculação o fluxo de ar é bifurcado. Parte da vazão passa na serpentina de resfriamento e o restante na de aquecimento. O ar resfriado e o ar aquecido escoam por dutos separados. O termostato de cada zona controla uma caixa de mistura na qual a proporção exata de ar quente e de ar frio é

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admitida, de modo a obter a temperatura de insuflação adequada em cada zona térmica. Daí em diante, os processos são semelhantes ao sistema anterior. Este sistema responde muito bem às variações de carga térmica em cada zona, e pode fornecer simultaneamente resfriamento e aquecimento em zonas diferentes. Sua desvantagem é a necessidade de duas redes de dutos, cada uma com dimensões suficientes para comportar a vazão total de ar. Como no sistema com aquecimento terminal, neste também ocorrem resfriamento e aquecimento simultâneos, reduzindo a economia de energia. Em períodos de temperatura externa elevada a serpentina de aquecimento é desativada resultando em economia de energia.

Figura 5.5 − Sistema VAC com um duto de insuflação e aquecimento terminal.

Figura 5.6 − Sistema VAC com dois dutos e caixas de mistura no insuflamento.

5.2.3 Sistemas VAV

Os sistemas VAC consomem muita energia mesmo em cargas parciais baixas. Uma alternativa é o sistema VAV (vazão de ar variável). Dois tipos de configurações merecem destaque: (a) VAV para resfriamento e (b) VAV com aquecimento terminal. Na Figura 5.7 uma serpentina é usada para resfriar e desumidificar o ar. Um termostato atua sobre uma caixa de controle de vazão de ar a fim de controlar a vazão necessária em cada zona em função da carga térmica. Quando ocorre redução da carga térmica a vazão de ar é proporcionalmente reduzida. Em conseqüência, a taxa de extração de calor na serpentina e o consumo de energia são reduzidos. Uma desvantagem desse sistema ocorre em períodos de cargas térmicas parciais muito baixas, pois a redução excessiva da vazão de ar insuflado provoca distribuição de ar deficiente e ventilação inadequada.

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Para evitar problemas com a redução excessiva da vazão de ar insuflado, o sistema da Figura 5.7 é modificado pela instalação de serpentinas de aquecimento em cada zona e o resultado é mostrado na Figura 5.8. Nesse caso, o termostato da zona atua e a vazão de ar é reduzida até 20 a 30 % da vazão máxima. Daí em diante a vazão se mantém constante e a serpentina de aquecimento é ativada. O sistema VAV apresenta a mesma desvantagem em relação ao consumo de energia na serpentina de aquecimento que apresentava o sistema VAC. Entretanto, nos VAV as serpentinas são ativadas somente em vazões de insuflação parciais muito baixas, por isso, o aquecimento necessário é menor do que no sistema VAC.

Figura 5.7 − Sistema VAV para resfriamento.

Figura 5.8 − Sistema VAV com aquecimento terminal.

5.3 Sistemas de água gelada

Nos sistemas de água gelada, o resfriador de água (chiller) está localizado numa casa de máquinas. O evaporador é do tipo casco–tubos e o condensador a ar ou à água. A água gelada é obtida e distribuída aos pontos de resfriamento por tubulações termicamente isoladas. O ar do ambiente condicionado é resfriado pela água gelada em serpentinas de unidades denominadas fan-coil. O pequeno espaço físico requerido e o custo inicial relativamente baixo são as vantagens desse sistema. Entretanto, não possuem controle de umidade e a ventilação é incerta, embora sejam previstas captação de ar externo em cada fan-coil. Essas aberturas de captação são projetadas com muito cuidado levando em conta a pressão do vento e o efeito chaminé. A serpentina de cada fan-coil possui um dreno de condensado que exige cuidados de manutenção que não existiriam se a desumidificação fosse feita numa única serpentina centralizada. A Figura 5.9 mostra dois tipos de resfriadores de água. A água gelada resfriada no evaporador é bombeada e passa por dentro dos tubos aletados da serpentina do fan-coil, instalado no ambiente condicionado ou próximo dele, como é mostrado na Figura 5.10. O ar do

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ambiente condicionado é movimentado pelo ventilador centrífugo e uma abertura conectada ao ar externo fornece a ventilação.

COMPRESSOR SCROLL RESFRIADO À ÁGUA

COMPRESSOR SCROLL RESFRIADO A AR

Figura 5.9 − Resfriadores de água (chiller).

Figura 5.10 − Unidade Fan-coil vertical.

5.4 Sistemas unitários

São constituídos de uma carcaça metálica ou plástica, dentro das quais são montados em fábrica os elementos do ciclo de refrigeração. Geralmente, apresentam algumas das seguintes características: (a) montagem simples ou dividida (spli–systemt); (b) condensação a ar e a água; (c) instalação em pisos, paredes e forros e (d) insuflação de ar tratado com ou sem dutos. Quando usados em sistemas multizona cada zona é atendida por seu próprio equipamento. O conceito de equipamento unitário está ligado ao atendimento de ambientes relativamente pequenos. Entretanto, em algumas situações que envolvem ambientes grandes são mais vantajosos do que os sistemas centrais. Cargas térmicas na faixa de 2 kW (0,5 TR) a 100 kW (25 TR) podem ser atendidas com sistemas de simples ou de múltiplas unidades. Se comparados aos sistemas centrais apresentam: ☺ VANTAGENS

• Controle individual simples e barato de cada ambiente; • Distribuição individual de ar em cada ambiente, geralmente com ajuste simples e conveniente; • Ventilação individual de cada ambiente; • Desempenho garantido pelo fabricante; • Dados de desempenho e certificação disponíveis em catálogos; • Instruções do fabricante simplificam e sistematizam as instalações através da repetição de tarefas;

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• Somente uma zona é afetada no caso de defeitos no condicionador; • Ocupam pouco espaço; • Disponibilidade e rapidez de instalação; • Baixo custo inicial; • Assistência técnica do fabricante que fornece informações sobre aplicação, instalação manutenção e serviços; • Equipamentos que atendem ambientes desocupados podem ser desligados sem afetar os que estão ocupados.

 DESVANTAGENS • Desempenho limitado fixados à vazão de ar, ao tamanho da serpentina de resfriamento e desumidificação e do condensador;

• Geralmente, não permitem um controle muito preciso da umidade absoluta, exceto quando os equipamentos têm uma finalidade específica, como os usados para salas de computadores; • O consumo de energia pode ser superior ao correspondente sistema central; • Nem sempre é possível utilizar economizadores no ar externo captado; • O controle de distribuição do ar tratado pode ser limitado; • Os níveis de ruído em operação podem ser elevados; • A capacidade de ventilação é determinada pelo projeto do fabricante do equipamento; • As opções de filtros são limitadas; • A manutenção pode ser dificultada pelo elevado número de peças nos equipamentos e seus posicionamentos.

5.4.1 Condicionadores de janela

São equipamentos unitários de pequeno porte para montagem em janelas ou paredes, que fazem o resfriamento insuflando o ar tratado diretamente no ambiente ou através de pequenas redes de dutos, com perda de carga máxima de 1.200 mm.H2O (11,8 kPa). Sua capacidade de refrigeração varia de 1,2 kW (3.000 Btu/h) até 10,5 kW (36.000 Btu/h). O condicionador de janela deve resfriar e desumidificar, filtrar e circular o ar no ambiente. Pequenas aberturas de ventilação podem ser usadas para captar ar externo. Alguns possuem um ciclo reverso para aquecer o ambiente, quando necessário. A Figura 5.11(a) mostra os fluxos de ar no aparelho de janela e a Figura 5.11(b) uma visão interna identificando seus componentes principais. O ar quente vindo do ambiente atravessa a serpentina de resfriamento cedendo calor sensível e latente para o refrigerante. O ar tratado é movimentado por um ventilador radial para ser insuflado no ambiente. O ar de condensação é movimentado através do condensador por um ventilador axial, resfriando antes o compressor hermético.

(a) Fluxos de ar.

(b) Elementos e aspecto externo

Figura 5.11 – Aparelho condicionador de janela.

O projeto do condicionador de janela é baseado em um ou mais dos seguintes critérios, que geralmente limitam a liberdade do projetista de ar condicionado: menor custo inicial, menor custo operacional (maior eficiência), baixo nível de ruído, tamanho físico e formato, amperagem e peso. O projeto básico inclui seleção criteriosa de um grupo de componentes consistindo de um evaporador, um condensador, um compressor, um ou mais motores de ventilador e dispositivos de expansão, geralmente são usados um ou mais tubos capilares como dispositivos de expansão. A instalação de um condicionador de janela é muito simples, como mostra a Figura 5.12. As dimensões da abertura permitem o encaixe perfeito do caixilho de madeira onde o aparelho é fixado. As venezianas laterais do condicionador devem estar desobstruídas e em contato com o ar externo, para que haja boa movimentação de ar para arrefecimento do compressor e do condensador. Paredes muito espessas devem ser chanfradas exteriormente. Para eliminar a deposição de condensado na base do aparelho, o mesmo deve ser instalado com uma inclinação de 1% na direção do lado

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externo e um tubo de drenagem deve ser providenciado. Um vedante de espuma de poliuretano colocado na fresta entre carcaça e a moldura evita a passagem de ar entre os ambientes interno e externo. O melhor posicionamento do condicionador de janela é frontal à maior dimensão do ambiente condicionado, Figura 5.13(a). Se existir mais de uma unidade instalada no mesmo ambiente, o fluxo de ar de uma não deve interferir no da outra, Figuras 5.13 (b) e (c). Além disso, a movimentação de ar externo de condensação não deve ser localizada em ambientes internos, em locais com incidência direta de raios solares ou próximas a fontes geradoras de calor, como mostra a Figura 5.14. A altura de instalação do aparelho deve considerar o acesso fácil ao painel de comando e manutenção, por isso recomenda-se afastá-los de cantos.

(a) Na janela

(b) Na parede

Figura 5.12 − Instalação de condicionadores de janela.

Figura 5.13 –(a) Insuflamento na direção longitudinal do ambiente, (b) Evitando curto-circuito de ar insuflado e (c) Evitando curto-circuito do ar de condensação.

Figura 5.14 − Instalação para proteção do condensador.

5.4.2 Condicionadores de gabinete

Os condicionadores de gabinete são equipamentos unitários, pois constituem um arranjo compacto de serpentinas de resfriamento, compressores, condensadores, válvula de expansão termostática, filtros e outros dispositivos auxiliares montados em fábrica. A Figura 5.15 mostra um condicionador de gabinete resfriado a ar. Os equipamentos unitários são divididos em três categorias gerais (ASHRAE, 2000): residenciais, comerciais leves e comerciais. O conceito geral de projeto é o mesmo para as três categorias. Entretanto, alguns detalhes específicos de projeto, as faixas de aplicação e os métodos usados para medir o desempenho são diferentes.

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Figura 5.15 − Condicionador de gabinete resfriado a ar com insuflamento por caixa plenum.

Os compressores usados nos condicionadores de gabinete são herméticos: alternativos, rotativos ou scroll. O motor elétrico e o compressor estão dentro de uma carcaça metálica selada por soldagem. O sistema de controle é do tipo on-off (liga–desliga), o que causa redução na capacidade de resfriamento, principalmente nos condicionadores em que as seções de evaporação e de condensação estão localizadas separadamente. No condensador, o fluido refrigerante cede calor para um outro fluido, que pode ser o ar ou a água, sendo esta última proveniente de uma torre de arrefecimento. Se a troca de calor for com o ar o condensador é do tipo tubos aletados. Se for com a água o condensador pode ser de dois tipos: tubos concêntricos (tube-in-tube) e casco–tubos (shell-and-tube). A serpentina de resfriamento (por expansão direta) é do tipo tubos aletados. Normalmente, os tubos são fabricados de cobre e as aletas de alumínio. O controle do fluxo de refrigerante é feito por uma válvula de expansão termostática com equalização externa de pressão, que mantém o superaquecimento do vapor refrigerante na saída do evaporador, prevenindo a entrada de líquido no compressor. Os ventiladores de insuflamento são centrífugos com palhetas voltadas para frente, usadas porque mantêm constante a pressão estática na descarga para uma faixa de vazão relativamente ampla. O acoplamento entre o motor elétrico de acionamento e o eixo do ventilador é feito por um sistema polia−correia, permitindo que a vazão de ar seja ajustada por uma simples troca da polia. No arranjo mais comum o condicionador é instalado no próprio ambiente condicionado, com insuflação de ar através de caixa plenum, que possui defletores de fluxo para distribuição do ar. A condensação é a ar ou a água. A Figura 5.16 mostra esse tipo de arranjo. Dentro do ambiente são instalados condicionadores com potências inferiores a 7 TR, pois o ruído de seu funcionamento pode exceder os níveis sonoros recomendáveis no interior do ambiente condicionado. Acima dessa potência, o equipamento é instalado num espaço separado do ambiente condicionado (casa de máquinas), e a insuflação se faz por rede de dutos, como mostra a Figura 5.17. Nessa figura, observa-se o detalhe do condensador a ar remoto, utilizado quando a casa de máquinas se localiza num espaço muito interno da edificação. O ar externo de ventilação é captado através do próprio equipamento, por tomadas de ar externo posicionadas na parede da casa de máquinas, ou por meio de dutos. O retorno de ar para o condicionador pode ser feito por venezianas instaladas na parede da casa de máquinas, pelo plenum formado entre o forro e a laje ou através de dutos. A Figura 5.18 mostra as conexões existentes entre a torre de resfriamento e o condicionador. Normalmente, uma única torre atende a diversos condicionadores. Duas tubulações fazem a conexão entre a torre e o condicionador: uma conduz água quente proveniente dos condicionadores e outra faz o caminho inverso com a água fria da torre. Uma bomba movimenta a água de condensação entre a torre e o condicionador. A água é injetada na torre através de bicos de aspersão e desce por gravidade até a bacia coletora. O nível de água na bacia coletora é mantido por uma válvula de bóia.

5.4.3 Condicionadores tipo split-system

Nesses aparelhos, as seções de evaporação e de condensação são instaladas separadamente e são conectadas por tubulações de cobre que conduzem o refrigerante entre elas. Além disso, cabos elétricos ligados às unidades controlam o funcionamento do compressor e dos ventiladores, como mostra a Figura 5.19. Em aplicações de ar condicionado residencial e comercial utiliza–se para substituir os condicionadores de janela dada sua versatilidade de instalação. Além disso, sua instalação é recomendada em edifícios nos quais não foram consideradas durante sua construção a infra–estrutura para

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sistema de ar condicionado central. A unidade evaporadora instalada no ambiente condicionado fica posicionada na parede, sobre o piso ou ainda embutida no forro ou em outro local adequado de acordo com seu tipo. Em certos modelos, só uma unidade condensadora é usada com várias evaporadoras com controle individual de temperatura. Alguns aparelhos possuem ciclo reverso, ou seja, realizam também o aquecimento do ambiente. São bastante silenciosos, sendo a média de nível de ruído igual a 54 dB para a unidade condensadora e de 32 dB para a evaporadora.

Figura 5.16 − Condicionador de gabinete resfriado a ar (condensador incorporado).

Figura 5.17 − Condicionador de gabinete resfriado a ar (condensador remoto).

Figura 5.18 − Condicionador de gabinete resfriado a água, com torre de resfriamento.

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Figura 5.19 − Condicionador de ar tipo split-system.

5.5 Equipamentos dos sistemas de ar condicionado

Os sistemas de ar condicionado são arranjos pré–determinados de vários equipamentos, tais como: serpentinas de resfriamento e/ou desumidificação e de aquecimento, ventiladores, condensadores, dutos de ar, umidificadores, filtros de ar, torres de resfriamento, além de outros dispositivos de controle e acessórios. Nesta seção, apresentaremos as características construtivas e operacionais de alguns desses equipamentos e trataremos de seu desempenho e seleção.

5.5.1 Serpentinas: tipos e características

Nos sistemas de climatização, as serpentinas são trocadores de calor de contato indireto gás-gás ou gás-líquido que fornecem uma superfície de transferência de calor entre o ar e um fluido primário (refrigerante) ou secundário (água gelada, água quente ou vapor d’água) para alterar o estado termodinâmico do ar de acordo com as necessidades operacionais do sistema. De modo geral, ao passar por uma serpentina o ar pode ser aquecido, resfriado ou resfriado e desumidificado.

O fluido primário ou secundário com o qual o ar troca calor identifica o tipo de serpentina. Assim, temos: (a) Serpentinas de água gelada, (b) Serpentinas de expansão direta, (c) Serpentinas de água quente, e (d) Serpentinas de vapor. Somente na de expansão direta teremos um fluido primário (refrigerante) escoando por dentro dos tubos, cuja característica principal é a mudança de fase ao trocar calor com o ar (resfriar o ar).

5.5.2 Serpentinas de água gelada

Nesse tipo de serpentina, mostrada na Figura 5.20, a água gelada escoa no interior dos tubos e o ar escoa em contato com a superfície externa dos tubos aletados na direção transversal aos mesmos. Geralmente, os tubos são de cobre ou de ligas de alumínio com diâmetros entre 13 e 16 mm e espessura de parede entre 0,25 e 0,5 mm. O espaçamento longitudinal entre os centros dos tubos varia de 19 a 31 mm e o longitudinal de 25 a 38 mm. Os tubos são montados em 2, 3, 4, 6 ou 8 fileiras, na direção do fluxo de ar com arranjo alinhado ou desencontrado. Esse último arranjo melhora a transferência de calor mas causa perda de carga elevada no lado do ar. A pressão manométrica de trabalho no lado da água varia de 1.205 a 2.070 kPa.

Figura 5.20 – Estrutura da serpentina de água gelada.

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A Figura 5.21 mostra a evolução das temperaturas do ar e da água ao passar pela serpentina. Para manter elevada a taxa de transferência de calor o ar e a água escoam em sentidos contrários (em contracorrente). O ar pode ser somente resfriado ou resfriado e também desumidificado. Para que haja desumidificação a temperatura das superfícies da serpentina deve estar abaixo do ponto de orvalho do ar que entra na serpentina. Normalmente, a condensação de vapor d’água do ar inicia-se depois da primeira fileira de tubos de modo que a serpentina opera parcialmente molhada.

Figura 5.21 – Evolução das temperaturas do ar e da água na serpentina de água gelada.

5.5.3 Serpentinas de expansão direta

Nessa serpentina, mostrada na Figura 5.22, um refrigerante (HCFC-22, HCFC-134a, HFC-404A, HFC-410A, HFC-407A, ou HFC-407C) expande diretamente dentro dos tubos e evapora ao escoar e a resfriar e desumidificar o ar. Por isso é chamada serpentina de expansão direta (DX Coil, em inglês). Geralmente, esse tipo de serpentina opera como o evaporador do sistema de refrigeração em instalações de ar condicionado. A mistura de líquido-vapor refrigerante vem do dispositivo de expansão e passa por um distribuidor para ser direcionada aos vários circuitos de tubos, feitos de cobre ou ligas de alumínio, com diâmetro de 13 mm. A distribuição de refrigerante e a carga térmica nos circuitos de tubos é crítica no desempenho desse tipo de serpentina. Depois da evaporação o refrigerante segue para o coletor de vapor e segue para a linha de descarga do sistema de refrigeração.

Figura 5.22 – Estrutura da serpentina de expansão direta (DX Coil).

A Figura 5.23 mostra a evolução das temperaturas do ar e do refrigerante na serpentina de expansão direta. Uma válvula de expansão termostática, com equalização externa de pressão, ajusta a vazão mássica de refrigerante às exigências de carga térmica parciais na serpentina. Durante a mudança de fase a temperatura do refrigerante não varia e sofre um superaquecimento pequeno e controlado somente depois de sua total evaporação. No lado do ar, o mesmo é resfriado e desumidificado ao ceder calor para o refrigerante já que sua temperatura de evaporação é sempre inferior ao ponto de orvalho do ar que entra na serpentina.

5.5.4 Serpentinas de água quente

As serpentinas de água quente são muito parecidas com as de água gelada. Porém, há duas diferenças fundamentais: primeira, são usadas para aquecer o ar; segunda, o número de fileiras de tubos é menor, geralmente, 2, 3 ou 4 fileiras. Operam com pressões manométricas entre 1.205 e 2.070 kPa com água aquecida até 120°C. A Figura 5.24 mostra a

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evolução das temperaturas da água e do ar na serpentina de água quente. Observe que a temperatura da água diminui enquanto o ar é aquecido.

Figura 5.23 – Evolução das temperaturas do ar e do refrigerante na serpentina de expansão direta.

Figura 5.24 – Evolução das temperaturas da água e do ar na serpentina de água quente.

5.5.5 Serpentinas de vapor

Nesse tipo de serpentina, o calor latente de condensação do vapor que escoa dentro dos tubos é usado para aquecer o ar que escoa no lado de fora e transversal aos tubos. Em termos construtivos é um pouco diferente das outras serpentinas. Entretanto, durante a mudança de fase a temperatura do vapor não varia enquanto aquece o ar, como mostra a Figura 5.25. Para melhor distribuição do vapor entre os tubos é instalada uma placa de anteparo logo depois da entrada. Devem ser instaladas com uma inclinação adequada para facilitar a drenagem do condensado. A pressão manométrica de operação varia de 690 a 1.380kPa com temperatura de 205°C.

Figura 5.25 – Evolução das temperaturas do ar e do vapor nas serpentinas de vapor.

5.6 Aletas

São superfícies estendidas adicionadas nas serpentinas para aumentar a área de transferência de calor entre os fluidos conhecidas também como superfície secundária da serpentina (a superfície externa dos tubos é a primária). São fabricadas em alumínio com espessuras que variam entre 0,13 e 0,2 mm. O cobre, aço e aço inoxidável também são usados na fabricação. Geralmente, em aplicações de climatização para conforto as aletas usadas nas serpentinas são de dois tipos, como mostra a Figura 5.26, contínuas planas ou corrugadas. As aletas corrugadas intensificam a turbulência do escoamento e aumentam significativamente o coeficiente de transferência de calor por convecção no lado do ar. Entretanto, aumentam também as perdas de carga em relação às aletas contínuas planas. O espaçamento entre aletas é a distância entre duas aletas consecutivas e varia, normalmente, entre 1,4 e 3 mm para serpentinas usadas em ar condicionado. É comum também referir-se a uma densidade de aletas expressa em número de aletas por unidade de comprimento. Geralmente, nas serpentinas para ar condicionado tem-se de 8 a 18

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aletas/polegada. Quanto maior a densidade de aletas maior será a área de transferência de calor entre os fluidos e maior será também a perda de carga no lado do ar.

Figura 5.26 – Aletas usadas em serpentinas de sistemas de ar condicionado para conforto.

5.7 Desempenho de serpentinas

As serpentinas de água gelada podem resfriar ou ainda resfriar e desumidificar o ar. Se ocorrer desumidificação então a serpentina opera com a superfície externa parcialmente seca e parcialmente molhada: na parte seca ocorre troca de calor sensível e na molhada além do sensível tem também a de calor latente. Geralmente a primeira fileira de tubos no sentido do escoamento do ar permanece seca enquanto as outras realizam também a desumidificação e estão molhadas. Nas serpentinas de expansão direta a temperatura de evaporação é bem menor do que a da água gelada. Nesse caso, admiti-se que toda sua superfície externa está completamente molhada e ocorre transferência simultânea de calor sensível e latente. As serpentinas de vapor e água quente, usadas para aquecer o ar, obviamente operam com a superfície externa completamente seca e transferem somente calor sensível. Esses padrões operacionais variados implicam em análises diferentes para cada tipo de serpentina.

5.7.1 Serpentinas de água gelada para resfriamento sensível

Nesse caso, há transferência somente de calor sensível e a umidade absoluta do ar não se altera. Como não há condensação de vapor d’água a superfície da serpentina no lado do ar opera completamente seca. Na carta psicrométrica, o resfriamento sensível é representado por uma linha horizontal (umidade absoluta constante) cujo estado final não alcança a linha de saturação. Em regime permanente, a taxa de calor sensível removido do ar é igual à absorvida pela água:

( ) ( )2121 wwpwwaapasass ttcmttcmq −=−= &&& (5.11)

onde: asm& = vazão mássica de ar seco, kgas/s;

wm& = vazão mássica de água gelada, kgw/s;

pasc = calor específico do ar seco, J/kgas.°C;

pwc = calor específico da água gelada, J/kgw.°C;

21 aa t,t = temperatura do ar na entrada e na saída da serpentina, °C;

21 ww t,t = temperatura da água na entrada e na saída da serpentina, °C.

Em função das propriedades térmicas dos fluidos e de características construtivas da própria serpentina, o calor sensível é obtido por:

mlorasmloos tU3AFtUAq ∆=∆=& (5.12) onde: oA = área total da superfície externa, m

2;

oU = coeficiente global de transferência de calor relativo à área externa, W/m 2 K;

mlt∆ = diferença de temperatura média logarítmica, °C;

sF = fator de área de face da serpentina, adimensional;

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aA = área de face (frontal), m 2;

r3 = número de fileiras de tubos na direção do escoamento, adimensional.

A área total da superfície externa da serpentina oA é a soma da área da superfície externa exposta dos tubos com a

área superficial das duas faces das aletas. O fator de área de face é definido por:

ra

o s

3A

A F = (5.13)

A diferença de temperatura média logarítmica para a água gelada em contracorrente ao ar é obtida por:

( ) ( ) ( ) ( )[ ]1221

1221

ln aawa

wawa ml

tttt

tttt t

−− −−−

=∆ (5.14)

Nas serpentinas com aletas a diferença de temperatura média logarítmica obtida pela Equação (5.14) deve ser corrigida em virtude da sobreposição de fluxos em contracorrente e corrente cruzada. Nesse caso, um manual de transferência de calor deve ser consultado para obter os fatores de correção.

Se a resistência térmica dos tubos for desprezada, por ser muito pequena comparada às resistências de convecção, o coeficiente global de transferência de calor relativo à área da superfície externa da serpentina é obtido por:

1 1

 

  

 +=

ii

o

os

o hA

A

h U

η (5.15)

e relativo à área da superfície interna dos tubos por:

1 1

 

  

 +=

ioos

i i

hAh

A U

η (5.16)

onde: io h,h = coeficientes de transferência de calor por convecção no lado do ar e no da água, W/m 2 °C;

iA = área da superfície interna dos tubos, m 2;

sη = eficiência da superfície aletada, adimensional.

A eficiência da superfície aletada é obtida por:

( ) f

o

f

s A

A ηη −

  

 −= 11 (5.17)

onde: fA = área total da superfície das aletas, m 2;

fη = eficiência da aleta, adimensional.

Coeficientes de transferência de calor por convecção

O coeficiente de transferência de calor no lado do ar oh depende do diâmetro, arranjo e número de fileiras de

tubos, da velocidade frontal do ar e do tipo de aletas (contínua plana, contínua corrugada, circular, espiral) e seu espaçamento. McQuiston, citado em Wang (2001), desenvolveu uma correlação para serpentinas secas com aletas planas contínuas, como a seguir:

150

4032 270001250

,

p

o,

D

/

A

A Re,,PrSt

  

   

 += (5.18)

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onde: pao cGhSt = , número de Staton, adimensional;

apaa kcPr µ= , número de Prandtl, adimensional; 710,Pr = , para temperaturas do ar inferiores a 93,3°C;

aoD GdRe µ= , número de Reynolds baseado no diâmetro externo do tubo, adimensional;

mina A/mG &= , razão entre a vazão mássica de ar e a área mínima de escoamento, kg/h m 2;

pA = área da superfície primária externa (somente tubos), m 2;

pac = calor específico do ar, J/kg.°C;

ak = condutibilidade térmica do ar, W/m.°C;

aµ = viscosidade dinâmica do ar, kg/m.s;

Para aletas contínuas corrugadas o coeficiente oh deve ser multiplicado por um fator que varia de 1,10 a 1,25 que

aumenta diretamente em função da intensificação da turbulência. 3o lado da água gelada o coeficiente de transferência de

calor por convecção ih é obtido por:

n,

D

w

ii PrRe, k

dh 800230= (5.19)

onde: id = diâmetro interno do tubo, m;

wk = condutibilidade térmica da água, W/m°C;

wiwD dVRe µ= , número de Reynolds baseado no diâmetro interno dos tubos, adimensional;

wV = velocidade da água no interior dos tubos, m/s;

wµ = viscosidade dinâmica da água, kg/m.s; 40,n = (resfriamento do ar) e 30,n = (aquecimento do ar).

A Equação (5.19) é válida para escoamentos turbulentos. As propriedades termofísicas dos fluidos são obtidas na temperatura média entre a da parede do tubo e do escoamento livre. Para melhorar os resultados podem ser obtidas equações ajustadas aos valores tabelados para fornecer essas propriedades em função da temperatura.

Eficiência da aleta

A eficiência das aletas é definida como a razão entre a taxa de calor que a aleta realmente transfere pela taxa de calor que seria transferido se toda a aleta estivesse em temperatura uniforme igual a da sua base. Para serpentinas de tubos circulares com aletas contínuas planas, a eficiência da aleta pode ser calculada por (ASHRAE, 2005):

2W

kFR ftmax,f max =Φ (5.20)

1

11

− =

fo

f h

R η

(5.21)

onde: maxΦ = número que indica a resistência térmica máxima da aleta, adimensional; max,fR = resistência térmica máxima da aleta, m².°C/W;

fR = resistência térmica da aleta, m².°C/W;

W = uma dimensão de altura na serpentina, m;

tF = espessura da aleta, m;

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fk = condutividade térmica do material da aleta, W/m°C.

A Figura 5.27 apresenta um gráfico que fornece o valor de maxΦ para aletas contínuas planas para combinações

de valores de WS L (numerador é o espaçamento longitudinal entre fileiras de tubos) e orW (denominador é o raio

externo dos tubos). Para calcular o rendimento da aleta pela Equação (5.21), admite-se max,ff RR = , calculado pela

Equação (5.20) com valores de maxΦ retirados da Figura 5.27. Isso introduz um erro inferior a 3 % na determinação da eficiência da aleta (ASHRAE, 2005).

Figura 5.27 – Valor de maxΦ para aleta contínua plana (adaptado de ASHRAE, 2005).

5.7.2 Efetividade da serpentina seca

Se as temperaturas de saída dos fluidos da serpentina são desconhecidas, para calcular a diferença de temperatura média logarítmica mlt∆ há necessidade de um procedimento iterativo. Nesse caso, o modelo 3UT−ε (efetividade- número de unidades de transferência) é o mais adequado para ser usado. A efetividade de um trocador de calor é definida como a razão entre a taxa real de transferência de calor entre os fluidos e o valor máximo possível, ou seja:

( ) ( )

( ) ( )11

12

11

21

wamin

www

wamin

aaa asec

ttC

ttC

ttC

ttC

− =

− =ε (5.22)

onde minC é o menor valor entre aC e wC . A capacidade térmica do ar (fluido quente) na serpentina de resfriamento

sensível é obtida por:

paaa cmC &= (5.23a) e da água gelada (fluido frio) por:

pwww cmC &= (5.23b)

Em serpentinas de água gelada wa CC < . Portanto, amin CC = e a efetividade é obtida por:

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110

11

21

wa

aa asec

tt

tt

− −

=ε (5.24)

Na Equação (5.24), a temperatura do ar na saída é o valor que norteia o projeto da serpentina de resfriamento sensível. Na realidade, as serpentinas de tubos aletados são uma combinação de arranjos em contracorrente e em corrente cruzada e sua efetividade é obtida por:

( )[ ] ( )[ ]C3UTC

C3UT

−−− −−−

= 1exp1

1exp1 ε (5.25)

onde: maxmin CCC = e wmax CC = . O 3úmero de Unidades de Transferência (3UT) é obtido por:

a

ii

a

oo

min C

AU

C

AU

C

UA 3UT === (5.26)

Depois que a efetividade da serpentina seca é calculada pela Equação (5.25), a taxa de transferência de calor no resfriamento sensível é obtida por:

( )weaepaas ttcmq −= && ε (5.27) Do balanço de energia entre o ar e a água gelada as temperaturas de saída do ar e da água podem ser obtidas por:

( )1112 waaa tttt −−= ε (5.28) e

( )2112 aaww ttCtt −−= (5.29) Nas serpentinas de aquecimento só ocorre transferência de calor sensível entre o ar e a água quente ou o vapor. Na

análise da serpentina de água quente o fluido frio é o ar. Para serpentinas de vapor, teremos 1avapor tt >> , sendo que a

primeira permanece constante. Desse modo, maxC é infinito e 0=maxmin CC , e as Equações (5.22) a (5.29) podem ser usadas.

5.7.3 Efetividade da serpentina completamente molhada

Nas serpentinas de expansão direta em ar condicionado a temperatura de evaporação do refrigerante (HCFC-22 ou HFC-134a) dentro dos tubos geralmente está entre 3 e 12°C. Assim, a temperatura da superfície externa dos tubos está sempre abaixo do ponto de orvalho do ar que entra na serpentina. Nesse caso, ocorre condensação de vapor d’água e a serpentina opera com a superfície externa molhada. O ar é resfriado e desumidificado através de um processo simultâneo de transferência de calor e massa. O refrigerante entra na serpentina de expansão direta como mistura líquido−vapor e a deixa como vapor saturado seco ou levemente superaquecido. Para simplificar a serpentina é dividida em duas regiões: região de mistura e de superaquecimento. Na primeira, o título do refrigerante é menor do que 1; na segunda, é igual a 1. Às vezes, a temperatura elevada pode fazer com que a superfície externa da serpentina na região de superaquecimento esteja seca. Entretanto, esta área seca é pequena em relação à total e um fator de correção geralmente é usado para levar em conta sua presença. No processo de resfriamento e desumidificação do ar o potencial atuante é a diferença de entalpia entre o ar e a película de ar saturado na interface ar-condensado. A transferência total de calor é obtida por:

  

  −= shhmtq

e t,a

aam 1&& ε (5.30)

onde: 1ah = entalpia do ar na entrada da serpentina, J/kga; s

t,a e h = entalpia da película de ar saturado avaliada na temperatura de evaporação et , J/kga.

A energia do condensado é pequena se comparada à correspondente dos fluxos de ar e de refrigerante e, portanto,

será desprezada. Assim, a efetividade da serpentina molhada é obtida por:

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s

t,aa

aa m

e hh

hh

− −

= 1

21ε (5.31)

e

( )s t,aamaa ehhhh −−= 112 ε (5.32)

onde: 2ah = entalpia do ar na saída da serpentina, kJ/kga.

A entalpia do ar saturado à temperatura de evaporação é obtida na tabela de ar úmido saturado ou pela Equação

(5.33), válida na faixa de 2 a 30°C (Stoecker, 1985):

32 0009885500113507861136259 eee s

t,a t,t,t,,h e +++= (5.33) No diagrama psicrométrico obtêm-se as temperaturas de bulbo seco e bulbo úmido do ar na saída da serpentina. O estado de saída corresponde ao cruzamento da linha que representa o processo de resfriamento e desumidificação com a de entalpia do ar calculada na saída da serpentina.

Admitindo temperatura de evaporação constante: 0CC =maxmin . Assim, da Equação (5.25), a efetividade da serpentina molhada é obtida por:

( )3UTm −−= exp1ε (5.34) com

a

oo

C

AU 3UT = (5.35)

e 1

11 −

  

   

 +=

iiom,os

oo AhAh

AU η

(5.36)

O coeficiente de transferência de calor por convecção no lado do ar da serpentina molhada é obtido aplicando-se

um fator de correção ao correspondente à superfície seca, oh . Assim:

00026000671 1010 .RehV,h o ,

am,o <<∴= (5.37)

onde: aV = velocidade frontal (de face) do ar na serpentina, m/s.

Uma correlação típica para evaporadores usados em sistemas de ar condicionado fornece o coeficiente médio de transferência de calor por convecção para CFC−12 e HCFC−22 evaporando dentro de tubo de cobre horizontal com diâmetro interno entre 12 e 18 mm e comprimento de 4,1 a 9,5 m, temperatura de evaporação entre −20 a 0 °C e título variando de 0,08 a 1 (até 6 °C de superaquecimento):

n

lv

l

i

l

ii

L

hxdG C

k

dh

  

  

  

  

 ∆  

  

 =

2

1 µ (5.38)

onde: id = diâmetro interno do tubo, m;

G = vazão mássica de refrigerante por unidade de área de escoamento de refrigerante, kg/(s m2 );

lk = condutibilidade térmica do líquido, W/m K;

lµ = viscosidade dinâmica do líquido, Pa s;

lvh = entalpia de vaporização do refrigerante, J/kg;

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x∆ = variação do título no tubo; L = comprimento dos tubos, m.

Na Equação (5.38) as constantes 1C e n dependem do título da mistura líquido-vapor na saída do tubo, cx :

cx 1C n

≤ 0,9 0,0009 0,5 ≥ 1,0 (6 °C de superaquecimento) 0,0082 0,4

5.7.4 Efetividade de serpentinas parcialmente molhadas

Nas serpentinas de expansão direta e de água gelada o arranjo de fluxos entre os dois fluidos é uma combinação de contracorrente e corrente cruzada. Na análise das serpentinas de expansão direta considera-se que a superfície no lado do ar está completamente molhada, embora isso não seja estritamente verdadeiro, e aplicam-se fatores de correção para levar em conta a pequena parcela seca devida ao superaquecimento do vapor refrigerante. Nas serpentinas de água gelada, que realizam o resfriamento e a desumidificação do ar a variação de temperatura da água é bem maior do que a variação da temperatura de evaporação na região de mudança de fase da serpentina de expansão direta. Por isso, a serpentina opera com uma seção de entrada do ar completamente seca e com a de saída de ar completamente molhada: à medida que o ar entra em contato com as primeiras fileiras de tubos seu estado psicrométrico aproxima-se da saturação o que facilita a condensação de vapor d’água do ar quando este entra em contato com as fileiras subseqüentes mais frias de tubos. Nesse caso, o problema é determinar a posição da interface entre as seções seca e molhada da serpentina. Para detalhes ver Capítulo 21 de ASHRAE 2000 HVAC Systems and Equipment Handbook.

5.7.5 Velocidade e perda de carga no lado do ar

No lado do ar, a velocidade calculada com base na área de face da serpentina aV (m/s) é fator determinante na

efetividade de transferência de calor, no arraste de gotas de condensado nas serpentinas molhadas, na perda de carga e no consumo de energia do sistema de ventilação. Geralmente, essa velocidade de face é inferior a 4 m/s. Se a velocidade do ar for calculada em função da área mínima de escoamento pode alcançar 7 m/s. Para serpentinas montadas em fan-coils e em unidades de tratamento de ar (AHU-Air Handling Units) a velocidade de face é limitada a 1 m/s para reduzir a perda de carga. O arranjo dos tubos e o tipo e densidade das aletas também influenciam a perda de carga e a velocidade no lado do ar. Para serpentinas secas com 12 aletas por polegada (espaçamento entre aletas de 2,1 mm) e velocidade de face de 3 m/s a perda de carga varia de 25 a 50 Pa por fileira de tubos. No lado da água, a velocidade, o diâmetro interno dos tubos e o número de circuitos de água estão intimamente relacionados à elevação ou redução da temperatura. Fatores como transferência de calor, perda de carga, ruído, consumo de energia nas bombas, espaço para manutenção e custo inicial também devem ser considerados. Para serpentinas aletadas, uma elevação de temperatura da água entre 5,6 e 11,1°C geralmente é usada. As perdas de carga são limitadas a 70 kPa. Velocidades de água entre 0,6 e 1,8 m/s e perdas de carga de 30 kPa devem ser mantidas para que o consumo de energia nas bombas seja razoável.

5.8 Ventiladores

Os ventiladores são máquinas rotativas que estabelecem e mantém uma diferença de pressão e provocam escoamento contínuo de ar. Essa elevação de pressão vem da conversão de pressão dinâmica em pressão estática que ocorre no conjunto rotor-carcaça do ventilador. Geralmente, a razão entre a pressão de entrada e de saída do ar no ventilador, denominada razão de compressão, é inferior a 1,07. Os ventiladores são classificados de acordo com a direção do escoamento de ar através do rotor em axiais e radiais11. Nos axiais, a direção dos fluxos de ar de entrada e saída está na mesma direção do eixo do rotor; no radial, a direção do fluxo de entrada esta na mesma direção do eixo do rotor, porém a de saída forma um ângulo de 90° com esse eixo. A Figura 5.28 mostra a direção e o sentido dos fluxos de ar de entrada e de saída que caracterizam os ventiladores centrífugos e axiais.

Vazão volumétrica

A vazão volumétrica12 de ar fV& (m³/s) é a taxa de fluxo de ar medida na entrada do ventilador correspondente a

uma diferença de pressão total estabelecida pelo mesmo. Pode ser determinada pelo produto da velocidade do ar (m/s) e da

11 Também denominados ventiladores centrífugos. 12 Designada simplesmente de vazão de ar.

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113

área transversal do duto (m²) conectado à entrada do ventilador. A vazão não depende da densidade do ar; porém, a pressão total é afetada por essa densidade. Desse modo, a vazão nominal do ventilador é definida numa condição padrão do ar:

Figura 5.28 - Direção e sentido do fluxo de ar em tipos de ventiladores.

pressão de 101,325 kPa (absoluta), temperatura de 21,1°C e densidade de 1,2kg/m³. A elevação de pressão total tfp∆ no

ventilador é dada por:

titotf ppp −=∆ (5.39)

onde: top = pressão total na saída do ventilador, Pa ou mm.CA;

tip = pressão total na entrada do ventilador, Pa ou mm.CA.

A pressão dinâmica vfp é calculada de acordo com a velocidade média do ar na saída do ventilador ov (m/s). Para

o ar padrão, ρ =1,2kg/m³, é dada por:

222

2   

  

 =

  

=== o

ooo vovf

Aconst

V

const

v

g

v pp

&ρ (5.40)

onde: vop = pressão dinâmica na descarga (saída) do ventilador, Pa ou mm.CA;

g = aceleração da gravidade, m/s²;

oV& = vazão volumétrica na saída do ventilador, m³/s;

oA = área da seção transversal da saída do ventilador, m².

A pressão estática sfp∆ na descarga do ventilador é dada pela diferença entre as pressões total e dinâmica:

tisovotitovftfsf pppppppp −=−−=−∆=∆ (5.41) onde: sop = pressão estática na saída do ventilador, mm.CA ou Pa.

Testes e condições nominais de desempenho

Os ventiladores são testados de acordo com a norma ASHRAE-51/1985 e AMCA13-210/85. Os testes são realizados desde a condição com descarga vedada (shut-off) até completamente livre (free delivery). Entre essas duas existem várias condições intermediárias de restrição do escoamento de ar. Um número suficiente de pontos deve ser obtido para definir sua curva de desempenho. A Figura 5.29 esboça um procedimento de teste. A eficiência nominal dos ventiladores geralmente é baseada em condições de teste ideais; por isso, alguns tipos alcançam mais de 90 % de eficiência total. Entretanto, em condições reais de uso as conexões com a rede de dutos tornam impossível obter esses valores. Os ventiladores projetados para rede de dutos são testados com um trecho reto de duto entre a descarga e a estação de medição. Isso proporciona um escoamento estável e uniforme na seção de medição. As pressões medidas são corrigidas de modo e se obter os valores na seção de saída do ventilador. Ventiladores projetados para uso sem duto são testados sem esse trecho reto. Ventiladores de grande porte geralmente não passam por testes. Nesse caso, o desempenho é determinado em função dos testes de um ventilador menor com similaridade geométrica e dinâmica.

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Figura 5.29 − Método para obter a curva de desempenho do ventilador.

Leis dos Ventiladores

A Tabela 5.2 apresenta as Leis dos Ventiladores que relacionam as variáveis de desempenho para uma série de ventiladores com similaridade dinâmica. Essas variáveis são: D, diâmetro do rotor; 3, velocidade de rotação; ρ, densidade

do gás; Q, vazão; P, pressão estática ou total; W, potência e tη , eficiência mecânica total. As leis de número 1 mostram os efeitos de mudança de tamanho, velocidade de rotação e densidade do gás sobre a vazão, pressão e potência. As de número 2 os efeitos de mudança de tamanho, pressão e densidade do gás sobre a vazão, velocidade de rotação e potência. As de número 3 os efeitos de mudança de tamanho, vazão e densidade do gás sobre a velocidade de rotação, pressão e potência. As Leis dos Ventiladores são válidas somente para uma série de ventiladores com similaridade aerodinâmica e nos pontos equivalentes sobre a curva de desempenho. Elas podem ser usadas para prever o desempenho de qualquer ventilador de uma série quando resultados de testes estão disponíveis para outro ventilador da mesma série. Essas leis também podem ser usadas para verificar os efeitos de mudanças de velocidade de rotação num determinado ventilador. Entretanto, nesse caso, o cuidado deve ser redobrado visto que essas mudanças podem alterar os padrões de escoamento, quebrando a similaridade e invalidando a aplicação dessas leis. Caso outra condição não seja explicitamente mencionada, os dados de desempenho são baseados na condição de ar seco padrão (101,325 kPa / 20 °C / 1,20 kg/m3). Nas aplicações reais, geralmente a condição encontrada é diferente dessa. Por exemplo, a mudança na densidade do fluido pode ser provocada por mudanças na temperatura, composição ou altitude, sem considerar que o fluido pode não ser o ar. Considerando o mesmo tamanho e velocidade de rotação a pressão e a potência variam de acordo com a razão entre a densidade do fluido e a do ar padrão.

Tabela 5.2 − Leis dos Ventiladores

Lei Nº Variável Dependente Variáveis Independentes

1a 21 QQ = ( ) ( )21321 33DD× 1b 21 PP = ( ) ( ) ( )12221221 ρρ× 33DD 1c 21 WW = ( ) ( ) ( )12321521 ρρ× 33DD 2a 21 QQ = ( ) ( ) ( ) 21122121221 //PPDD ρρ× 2b 21 33 = ( )( ) ( ) 2112212112 //PPDD ρρ× 2c 21 WW = ( ) ( ) ( ) 21122321221 //PPDD ρρ× 3a 21 33 = ( ) ( )21312 QQDD× 3b 21 PP = ( ) ( ) ( )12221412 ρρ× QQDD 3c 21 WW = ( ) ( ) ( )12321412 ρρ× QQDD

Nota: O subscrito 1 denota a variável do ventilador considerado. O subscrito 2 a do ventilador testado.

Uma aplicação dessas leis é ilustrada na Figura 5.30. Nesse caso, ocorre variação da velocidade de rotação 3 num ventilador de determinado tamanho. A curva para 650 rpm é obtida em função da curva de 600 rpm (teste). No ponto D, a

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vazão é /sm3 32 =Q e a pressão total Pa2282 =P . No ponto E, a vazão será /sm2536006503 3

1 ,/Q =×= (lei

1a) e a pressão total ( ) Pa268600650228 21 ==P (lei 1b). Assim, cada ponto na curva de 600 rpm gera somente um ponto correspondente na de 650 rpm, tal como F e G ou D e E. Se os pontos correspondentes em cada curva obtida forem ligados por linhas tracejadas, como na Figura 5.30, eles formam parábolas definidas por:

( )21212 QQPP =∆∆ (5.42) Cada ponto na curva de teste determina somente um ponto na curva obtida. Assim, o ponto H não pode ser obtido a partir de D ou de F. Entretanto, existe um ponto na curva de teste que permite determinar H. Por outro lado, o ponto D não pode ser usado para determinação de F na curva de teste.

Figura 5.30 − Aplicação das Leis dos Ventiladores

Curvas de desempenho de ventiladores

A relação da vazão de ar no ventilador com a diferença de pressão, a potência consumida e a eficiência podem ser expressas graficamente como mostra a Figura 5.31. A vazão é representada no eixo das abscissas e os outros parâmetros no eixo das ordenadas. Para a pressão existem três curvas: total, estática e dinâmica. No ponto de shut-off a vazão e a pressão dinâmica são nulas e a pressão total é igual à estática. Saindo desse ponto o ar principia a escoar e surge pressão dinâmica, que aumenta com o aumento da vazão, e que somada com a pressão estática fornece a pressão total. No ponto de descarga livre a pressão estática é nula e a pressão total é igual à dinâmica. A vazão nesse ponto é denominada vazão de descarga livre. Na Figura 5.31 são mostradas também as curvas de eficiência estática e total e a de potência consumida pelo ventilador. No ponto de shut-off as eficiências são nulas. Na descarga livre somente a eficiência estática é nula. Para um ventilador é importante que a condição de o