REFRIGERAÇÃO parte 01, Notas de estudo de Tecnologia Industrial
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Microsoft Word - Apostila_Refrigeracao.doc

UFBA – Universidade Federal da Bahia

DEM – Departamento de Engenharia Mecânica

ENG176

REFRIGERAÇÃO E

AR CONDICIONADO

PARTE I

REFRIGERAÇÃO

Prof. Dr. Marcelo José Pirani

UFBA – Universidade Federal da Bahia

DEM – Departamento de Engenharia Mecânica

i

ÍNDICE

CAPÍTULO 1 – CONCEITOS FUNDAMENTAIS.................................................................................................................1 1.1 – Introdução ..................................................................................................................................................................1 1.2 – Definições ..................................................................................................................................................................1 1.3 – Propriedades Termodinâmicas de uma Substância ....................................................................................................3 1.4 – Equações de Estado....................................................................................................................................................4 1.5 – Tabelas de Propriedades Termodinâmicas dos Fluidos Frigoríficos..........................................................................5 1.6 – Diagramas de MOLLIER para Fluidos Refrigerantes.................................................................................................6 1.7 – Primeira Lei da Termodinâmica.................................................................................................................................8 1.8 – Transferência de Calor. ............................................................................................................................................10

1.8.1 – Transferência de calor por condução. ................................................................................................................11 1.8.2 – Transferência de calor por convecção................................................................................................................12 1.8.3 – Transferência de calor por radiação. ..................................................................................................................13 1.8.4 – Analogia entre fluxo de calor e elétrico. ............................................................................................................14 1.8.5 – Coeficiente global de transferência de calor. .....................................................................................................15 1.8.6 – Diferença de temperatura média logarítmica .....................................................................................................16

CAPÍTULO 2 – CICLOS DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR.........................................................19 2.1 – Introdução ................................................................................................................................................................19 2.2 – Ciclo Teórico de Refrigeração por Compressão de Vapor.......................................................................................20 2.3 – Ciclo Real de Compressão de Vapor........................................................................................................................21 2.4 – Balanço de Energia para o Ciclo de Refrigeração por Compressão de Vapor .........................................................22

2.4.1 – Capacidade frigorífica........................................................................................................................................23 2.4.2 – Potência teórica de compressão .........................................................................................................................23 2.4.3 – Calor rejeitado no condensador .........................................................................................................................24 2.4.4 – Dispositivo de expansão ....................................................................................................................................25 2.4.5 – Coeficiente de performance do ciclo .................................................................................................................25

2.5 – Parâmetros que Influenciam o COP do Ciclo de Refrigeração ................................................................................26 2.5.1 – Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico ...................................................................26 2.5.2 – Influência da temperatura de condensação no COP do ciclo teórico .................................................................27 2.5.3 – Influência do sub-resfriamento do líquido no COP do ciclo teórico..................................................................28 2.5.4 – Influência do superaquecimento útil no COP do ciclo teórico...........................................................................29

CAPÍTULO 3 – COMPONENTES DOS SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO .....................................................................32 3.1 – Compressores ...........................................................................................................................................................32

3.1.1 – Introdução..........................................................................................................................................................32 3.1.2 – Compressores Alternativos ................................................................................................................................33 3.1.3 – Compressor parafuso .........................................................................................................................................43 3.1.4 – Compressor de palhetas .....................................................................................................................................44 3.1.5 – Compressores centrífugos..................................................................................................................................46 3.1.6 – Controle de capacidade......................................................................................................................................48 3.1.7 – Compressores Scroll ..........................................................................................................................................48

3.2 Seleção do Compressor ...............................................................................................................................................51 3.3 – Condensadores .........................................................................................................................................................54

3.3.1 – Capacidade dos Condensadores.........................................................................................................................54 3.3.2 – Características dos Condensadores ....................................................................................................................58 3.3.3 – Comparação entre os tipos de condensadores....................................................................................................65

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3.4 – Evaporadores............................................................................................................................................................68 3.4.1 – Capacidade dos Evaporadores. ..........................................................................................................................68 3.4.2 – Classificação dos Evaporadores Quanto ao Sistema de Alimentação................................................................70 3.4.3 – Classificação dos Evaporadores Quanto ao Fluído a Resfriar. ..........................................................................72

3.5 – Dispositivos de Expansão. .......................................................................................................................................81 3.5.1 – Válvula de Expansão Termostática....................................................................................................................81 3.5.2 – Válvulas de Expansão Eletrônicas .....................................................................................................................87 3.5.3 – Válvulas de Bóia................................................................................................................................................89 3.5.4 – Válvula de Expansão de Pressão Constante.......................................................................................................90 3.5.5 – Tubos Capilares. ................................................................................................................................................91

3.6 – Torre de Resfriamento..............................................................................................................................................94 3.6.1 – Introdução..........................................................................................................................................................94 3.6.2 – Tipos de Torres de Resfriamento.......................................................................................................................94 3.6.3 – Torres atmosféricas............................................................................................................................................96 3.6.4 – Torres de Tiragem Mecânica .............................................................................................................................97 3.6.5 – Descrição dos sistemas vinculados a utilização de energia................................................................................99

3.7 – Acessórios ..............................................................................................................................................................107 3.7.1 – Pressostatos......................................................................................................................................................107 3.7.2 – Termostatos .....................................................................................................................................................107 3.7.3 – Filtros e Secadores...........................................................................................................................................108 3.7.4 – Separadores de óleo .........................................................................................................................................108 3.7.5 – Válvulas Solenóide ..........................................................................................................................................109 3.7.6 – Visores de Líquido...........................................................................................................................................110 3.7.7 – Reservatórios de Líquidos ...............................................................................................................................111

3.8 − Fluidos Refrigerantes .............................................................................................................................................111 3.8.1 − Propriedades físicas .........................................................................................................................................121 3.8.2 − Características de desempenho dos refrigerantes no ciclo de compressão a vapor..........................................122 3.8.3 − Aspectos relacionados à segurança na utilização e manuseio de refrigerantes................................................124 3.8.4 − Compatibilidade com materiais .......................................................................................................................126 3.8.5 − Interação com o óleo lubrificante ....................................................................................................................126 3.8.6 − Comparação entre amônia e refrigerantes halogenados...................................................................................128 3.8.7 − Conversões e Substituições .............................................................................................................................129

3.9 – Isolantes Térmicos .................................................................................................................................................131 3.9.1 – Principais Materiais Isolantes ..........................................................................................................................131 3.9.2 – Condutividade térmica dos isolantes. ..............................................................................................................134 3.9.3 – Resistência à Umidade.....................................................................................................................................137

CAPÍTULO 4 – SISTEMAS MULTIPRESSÃO .................................................................................................................141 4.1 – Introdução ..............................................................................................................................................................141

4.1.1 – Vantagens do sistema multipressão .................................................................................................................142 4.2 – Separador de Líquido .............................................................................................................................................143 4.3 – Separador-Resfriador de Líquido ...........................................................................................................................143 4.4 – Resfriamento Entre Estágios ..................................................................................................................................144 4.5 – Ciclos de Compressão de Vapor Multipressão.......................................................................................................145 4.6 – Balanço de Energia Para o Sistema Multipressão ..................................................................................................147

4.6.1 – Balanço de massa e energia para o separador de líquido de baixa...................................................................149 4.6.2 – Balanço de massa e energia para o separador de líquido de alta......................................................................150 4.6.3 – Balanço de energia para os compressores........................................................................................................152

4.7 – Alguns Exemplos de Sistemas Frigoríficos............................................................................................................153

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CAPÍTULO 5 – REFRIGERAÇÃO POR ABSORÇÃO DE VAPOR.................................................................................158 5.1 – Introdução ..............................................................................................................................................................158 5.2 – Ciclo de Absorção..................................................................................................................................................159

CAPÍTULO 6 – CARGA TÉRMICA...................................................................................................................................161 6.1 – Introdução. .............................................................................................................................................................161 6.2 – Condições Externas de Projeto...............................................................................................................................161 6.3 – Condições Internas de Projeto................................................................................................................................161 6.4 – Carga Térmica Devido à Transmissão de Calor.....................................................................................................162 6.5 – Carga Térmica Devido aos Produtos......................................................................................................................165 6.6 – Carga Térmica Devido à Infiltração de Ar Externo. ..............................................................................................166 6.7 – Cargas Diversas......................................................................................................................................................167 6.8 – Carga Térmica Devido aos Motores dos Ventiladores...........................................................................................168 6.9 – Capacidade Frigorífica do Compressor..................................................................................................................169

CAPÍTULO 7 – TESTES E MANUTENÇÃO EM CIRCUITOS FRIGORÍFICOS............................................................171 7.1 – Testes de Vazamentos de Refrigerantes.................................................................................................................171 7.2 – Testes de umidade no circuito................................................................................................................................172 7.3 – Evacuação do sistema ............................................................................................................................................173 7.4 – Carga de óleo .........................................................................................................................................................175 7.5 – Carga de refrigerante..............................................................................................................................................176 7.6 – Medição das pressões de sucção e descarga...........................................................................................................177 7.7 – Válvulas de expansão.............................................................................................................................................178 7.8 – Superaquecimento ..................................................................................................................................................179 7.9 – Subresfriamento .....................................................................................................................................................179 7.10 – Filtro secador........................................................................................................................................................180 7.11 – Recolhimento do refrigerante ("Pump down").....................................................................................................181 7.12 – Limpeza de circuitos frigoríficos .........................................................................................................................182 7.13 – Nível de óleo ........................................................................................................................................................186 7.14 – Substituição de óleo .............................................................................................................................................186

CAPÍTULO 8 – CONSERVAÇÃO DE ENERGIA EM SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO ............................................188 8.1 Recomendações Gerais .............................................................................................................................................189 8.2 – Analisando a Carga Térmica do Sistema ...............................................................................................................191

8.2.1 – Minimizando a carga térmica de câmaras frigoríficas. ....................................................................................191 8.3 – Aspectos Relacionados Com a Seleção do Sistema ...............................................................................................193

8.3.1 – Subresfriamento...............................................................................................................................................194 8.3.2 – Superaquecimento............................................................................................................................................195

8.4 – Elevação de temperaturas (diferencial fundamental de temperaturas) ...................................................................196 8.4.1 – Seleção do Evaporador ....................................................................................................................................196 8.4.2 – Seleção do Condensador. .................................................................................................................................197

8.5 – Degelo ....................................................................................................................................................................198 8.6 – Sistemas Anticondensação Superficial...................................................................................................................199 8.7 – Controle da Pressão de Condensação.....................................................................................................................199 8.8 − Avaliações Quantitativas .......................................................................................................................................200

8.8.1 − Perda Devido ao Nível Inadequado de Temperatura (Pt).................................................................................200 8.8.2 − Perda Devido ao Tipo Inadequado de Iluminação (Pil)....................................................................................201 8.8.3 − Perda Devido a Inexistência de Termostato ou Pressostato (Pit) .....................................................................201 8.8.4 − Perda Devido a Incidência Direta de Raios Solares e Isolamento Deficiente (Pirr) .........................................202 8.8.5 − Perda por vedação precária das portas e cortinas (Pved) ...................................................................................203

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8.9 − Avaliações Qualitativas .........................................................................................................................................203 8.10 − Exemplo de Cálculo – 1.......................................................................................................................................206 8.11 – Exemplo de cálculo – 2 ........................................................................................................................................211

8.11.1 – Dados da Instalação: ......................................................................................................................................211 8.11.2 – Melhorias possíveis........................................................................................................................................213

APÊNDICE ..........................................................................................................................................................................217 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS .................................................................................................................................239

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Capítulo 1 – Conceitos Fundamentais 1.1 – Introdução

Este capítulo tem por objetivo apresentar algumas definições termodinâmicas e as

propriedades das substâncias mais usadas na análise de sistemas frigoríficos. Mostrará ainda, as

relações entre as propriedades termodinâmicas de uma substância pura, que é o caso dos fluídos

frigoríficos. Esta apresentação, contudo, não se deterá em análises termodinâmicas rigorosas, ao

contrário, fará apenas uma apresentação superficial de tais definições e das propriedades

termodinâmicas e suas inter-relações suficientes para o propósito deste estudo. Também serão

apresentados os conceitos básicos relacionados com transferência de calor.

1.2 – Definições

Propriedades termodinâmicas. São características macroscópicas de um sistema, como: volume, massa, temperatura, pressão etc.

Estado Termodinâmico. Pode ser entendido como sendo a condição em que se encontra a

substância, sendo caracterizado pelas suas propriedades.

Processo. É uma mudança de estado de um sistema. O processo representa qualquer

mudança nas propriedades da substância. Uma descrição de um processo típico envolve a

especificação dos estados de equilíbrio inicial e final.

Ciclo. É um processo, ou mais especificamente uma série de processos, onde o estado inicial

e o estado final do sistema (substância) coincidem.

Substância Pura. É qualquer substância que tenha composição química invariável e

homogênea. Ela pode existir em mais de uma fase (sólida, líquida e gasosa), mas a sua composição

química é a mesma em qualquer das fases.

Temperatura de saturação. Este termo designa a temperatura na qual se dá a vaporização de

uma substância pura a uma dada pressão. Essa pressão é chamada “pressão de saturação” para a

temperatura dada. Assim, para a água (utiliza-se a água para facilitar o entendimento da definição

dada acima) a 100 oC, a pressão de saturação é de 1,01325 bar, e para a água a 1,01325 bar de

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pressão, a temperatura de saturação é de 100 oC. Para uma substância pura há uma relação

definida entre a pressão de saturação e a temperatura de saturação correspondente.

Líquido Saturado. Se uma substância se encontra como líquido à temperatura e pressão de saturação, diz-se que ela está no estado de líquido saturado.

Líquido Sub-resfriado. Se a temperatura do líquido é menor que a temperatura de saturação,

para a pressão existente, o líquido é chamado de líquido sub-resfriado (significa que a temperatura é

mais baixa que a temperatura de saturação para a pressão dada), ou líquido comprimido,

(significando ser a pressão maior que a pressão de saturação para a temperatura dada).

Figura 1.1 – Estados de uma substância pura.

Título (x). Quando uma substância se encontra parte líquida e parte vapor, na temperatura de

saturação (isto ocorre, em particular, nos sistemas de refrigeração, no condensador e no

evaporador), a relação entre a massa de vapor e a massa total, isto é, massa de líquido mais a

massa de vapor, é chamada de título (x). Matematicamente, tem-se:

t

v

vl

v m m

mm mx = +

= (1.1)

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Vapor Saturado. Se uma substância se encontra completamente como vapor na temperatura de saturação, é chamada de “vapor saturado”, e neste caso o título é igual a 1 ou 100%, pois a

massa total (mt) é igual à massa de vapor (mv).

Vapor Superaquecido - Quando o vapor está a uma temperatura maior que a temperatura de saturação é chamado “vapor superaquecido”. A pressão e a temperatura do vapor superaquecido

são propriedades independentes, e neste caso, a temperatura pode ser aumentada para uma

pressão constante. Em verdade, as substâncias que chamamos de gases são vapores altamente

superaquecidos.

A Figura 1.1 retrata a terminologia que acabou de ser definida para os diversos estados

termodinâmicos em que se pode encontrar uma substância pura.

1.3 – Propriedades Termodinâmicas de uma Substância

Uma propriedade de uma substância é qualquer característica observável dessa substância.

Um número suficiente de propriedades termodinâmicas independentes constitui uma definição

completa do estado da substância.

As propriedades termodinâmicas mais comuns são: temperatura (T), pressão (P), volume

específico (v) e massa específica (ρ). Além destas propriedades termodinâmicas mais familiares, e

que são mensuráveis diretamente, existem outras propriedades termodinâmicas fundamentais para a

análise de transferência de calor, trabalho e energia, não mensuráveis diretamente, que são: energia

interna (u), entalpia (h) e entropia (s).

Energia Interna (u). É a energia que a matéria possui devido ao movimento e/ou forças

intermoleculares. Esta forma de energia pode ser decomposta em duas partes:

a) Energia cinética interna ⇒ relacionada à velocidade das moléculas;

b) Energia potencial interna ⇒ relacionada às forças de atração entre as moléculas.

As mudanças na velocidade das moléculas são identificadas, macroscopicamente, pela

alteração da temperatura da substância (sistema), enquanto que as variações na posição são

identificadas pela mudança de fase da substância (sólido, líquido ou vapor).

Entalpia (h). Na análise térmica de alguns processos específicos, freqüentemente são

encontradas certas combinações de propriedades termodinâmicas. Uma dessas combinações ocorre

quando se tem um processo a pressão constante, resultando a combinação u + pv. Assim é

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conveniente definir uma nova propriedade termodinâmica chamada “entalpia”, a qual é representada

pela letra h. Matematicamente, tem-se:

vpuh += (1.2)

Entropia (s). Esta propriedade termodinâmica representa, segundo alguns autores, uma medida da desordem molecular da substância ou, segundo outros, a medida da probabilidade de

ocorrência de um dado estado da substância.

Cada propriedade de uma substância, em um dado estado, tem somente um valor finito. Essa

propriedade sempre tem o mesmo valor para um estado dado, independentemente de como foi

atingido tal estado.

1.4 – Equações de Estado

Equação de estado de uma substância pura é uma relação matemática que correlaciona

pressão, temperatura e volume específico, para um sistema em equilíbrio termodinâmico. De uma

maneira geral podemos expressar, essa relação na forma da Eq. (1.3).

f(P, v, T) = 0 (1.3)

Existem inúmeras equações de estado, muitas delas desenvolvidas para relacionar as

propriedades termodinâmicas para uma única substância, outras mais genéricas, por vezes bastante

complexas, com objetivo de relacionar as propriedades termodinâmicas de várias substâncias.

Uma das equações de estado mais conhecidas e mais simples é aquela que relaciona as

propriedades termodinâmicas pressão, volume específico e temperatura absoluta para o gás ideal, a

qual é expressa por:

TRvP = (1.4)

onde P é a pressão absoluta (manométrica + barométrica), v, é o volume específico, R é a constante

particular do gás e T é a temperatura absoluta.

Embora a Eq. (1.4) seja para gás ideal ela representa satisfatoriamente gases reais quando

estes estão a pressões relativamente baixas.

Um outro exemplo de equação de estado é a dado na Eq. (1.5), que é usada para relacionar as

propriedades termodinâmicas dos refrigerantes compostos de hidrocarbonetos fluorados (CFCs).

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)v(EXP))v(EXPc1(

)T/kT(EXPCTBA] )bv(

)T/kT(EXPCTBA[ bv TRP c666

5

2i i ciii

αα+ −++

+ −

−++ +

− = ∑

= (1.5)

onde: Ai , Bi , Ci , k, b, α e Tc, são constantes que dependem da substância.

Muitos outros exemplos de equações. de estado, algumas mais simples outras mais

complexas, poderiam ser apresentadas. Entretanto, dado a complexidade das equações de estado

para correlacionar as propriedades termodinâmicas dos refrigerantes, seria interessante se possuir

um meio mais rápido para obter tais relações. As tabelas de propriedades termodinâmicas, obtidas

através das equações de estado, são as ferramentas que substituem as equações.

1.5 – Tabelas de Propriedades Termodinâmicas dos Fluidos Frigoríficos

Existem tabelas de propriedades termodinâmicas para todos os refrigerantes utilizados na

refrigeração comercial e industrial. Essas tabelas são obtidas através das equações de estado do

tipo mostrado anteriormente. As tabelas de propriedades termodinâmicas estão divididas em três

categorias: uma que relaciona as propriedades do líquido comprimido (ou líquido sub-resfriado),

outra que relaciona as propriedades de saturação (líquido saturado e vapor saturado) e uma última

que apresenta as propriedades do vapor superaquecido. Em todas as tabelas as propriedades são

fornecidas em função da temperatura e/ou pressão, como pode ser visto nas tabelas do apêndice A.

Para a região de liquido+vapor, conhecido o título (x) as propriedades devem ser determinadas

através das seguintes equações:

( )lvl uuxuu −+= (1.6) ( )lvl vvxvv −+= (1.7) ( )lvl hhxhh −+= (1.8) ( )lvl sssss −+= (1.9)

As Tabelas A.1 até A.4 são exemplos de tabelas de propriedades termodinâmicas saturadas e

superaquecidas. Observe nessas tabelas que, para condições de saturação, basta conhecer apenas

uma propriedade (temperatura ou pressão) para obter as demais. Para as condições de vapor

superaquecido é necessário conhecer duas propriedades para ser obter as demais. Nas tabelas de

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propriedades saturadas, apresentadas no apêndice, pode-se observar que para a temperatura de 0,0 oC e líquido saturado (x = 0), o valor numérico de entalpia (h) é igual a 100,00 kcal/kg para o

refrigerante R-12, sendo igual a 200,00 kJ/kg para o R-134a, e a entropia (s), vale 1,000 para todas

as tabelas dadas. Estes valores são adotados arbitrariamente como valores de referência e os

demais valores de entalpia (h) e entropia (s), são calculados em relação a esses valores de

referência. Outros autores podem construir tabelas com referências diferentes.

Assim, o valor numérico da entalpia (h) e entropia (s), em diferentes tabelas, podem apresentar

valores completamente distintos para o mesmo estado termodinâmico, sem contudo, modificar os

resultados de nossas análises térmicas, bastando para tanto que se utilizem dados de entalpia e

entropia de uma mesma tabela, ou de tabelas que tenham a mesma referência. Para dados retirados

de duas ou mais tabelas, com referências diferentes, estes devem ser devidamente corrigidos para

uma única referência.

1.6 – Diagramas de MOLLIER para Fluidos Refrigerantes.

As propriedades termodinâmicas de uma substância são freqüentemente apresentadas, além

das tabelas, em diagramas que podem ter por ordenada e abscissa, temperatura e entropia, entalpia

e entropia, pressão absoluta e volume específico ou pressão absoluta e entropia.

Os diagramas tendo como ordenada pressão absoluta (P) e como abscissa a entalpia

específica (h) são bastante utilizados para apresentar as propriedades dos fluidos frigoríficos, visto

que estas coordenadas são mais adequadas à representação do ciclo termodinâmico de refrigeração

por compressão de vapor. Estes diagramas são conhecidos como diagramas de Mollier. A Figura 1.2

mostra os elementos essenciais dos diagramas pressão-entalpia, para qualquer substância pura.

Diagramas completos, de onde podem ser obtidos dados para análises térmicas de sistemas

frigoríficos, são dados em anexo.

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Figura 1.2 - Esquema de um diagrama de Pxh (Mollier) para um refrigerante.

Estes diagramas são úteis, tanto como meio de apresentar a relação entre as propriedades

termodinâmicas, como para a visualização dos processos que ocorrem em cada uma das partes do

sistema. Assim, no estudo de um ciclo de refrigeração será utilizado o diagrama de Mollier para

mostrar o que ocorre em cada componente do sistema de refrigeração (compressor, condensador,

dispositivo de expansão e evaporador). O ciclo completo de refrigeração por compressão de vapor

também será representado sobre o diagrama de Mollier.

No diagrama de Mollier podem se destacar três regiões características, os quais são:

a) A região à esquerda da linha de líquido saturado (x=0), chamada de região de líquido sub-

resfriado.

b) A região compreendida entre as linhas de líquido saturado (x=0) e vapor saturado (x=1),

chamada de região de vapor úmido ou região de líquido mais vapor.

c) A região à direita da linha de vapor saturado (x=1), chamada de região de vapor

superaquecido.

Para determinar as propriedades termodinâmicas de um estado nas condições saturadas,

basta conhecer uma propriedade e o estado estará definido. Para as regiões de líquido sub-resfriado

e vapor superaquecido é necessário conhecer duas propriedades para definir um estado

termodinâmico.

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1.7 – Primeira Lei da Termodinâmica.

A primeira lei da termodinâmica também é conhecida como o “Principio de Conservação de

Energia”, o qual estabelece que a energia não pode ser criada nem destruída, mas somente

transformada, entre as várias formas de energia existentes.

Para se efetuar balanços de energia, isto é, para se aplicar a primeira lei da termodinâmica, é

necessário primeiro estabelecer o conceito de sistema termodinâmico. Assim, o sistema

termodinâmico consiste em uma quantidade de matéria (massa), ou região, para a qual a atenção

está voltada. Demarca-se um sistema termodinâmico em função daquilo que se deseja analisar, e

tudo aquilo que se situa fora do sistema termodinâmico é chamado meio ou vizinhança.

(a) (b)

Figura 1.3 – (a) Sistema Fechado e (b) Sistema aberto (volume de controle).

O sistema termodinâmico é delimitado através de suas fronteiras, as quais podem ser móveis,

fixas, reais ou imaginárias. O sistema pode ainda ser classificado em sistema fechado (Figura 1.3.a),

correspondendo a uma região onde não ocorre fluxo de massa através de suas fronteiras (tem

massa fixa), e sistema aberto (Figura 1.3.b), que corresponde a uma região onde ocorre fluxo de

massa através de suas fronteiras, sendo também conhecido por volume de controle.

O balanço de energia estabelece que, para um determinado intervalo de tempo, o somatório

dos fluxos de energia entrando no volume de controle, é igual ao somatório dos fluxos de energia

saindo do volume de controle mais a variação da quantidade de energia armazenada pelo mesmo,

durante o intervalo de tempo considerado. Matematicamente, tem-se:

t

EEE vcsaient ∆ ∆

+= ∑∑ (1.10)

onde: Eent representa qualquer forma de energia entrando no volume de controle.

Esai representa qualquer forma de energia saindo do volume de controle.

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Evc representa a quantidade total de energia armazenada no volume de controle.

∆t representa o intervalo de tempo considerado.

É importante ressaltar que, do ponto de vista termodinâmico, a energia é composta de energia

cinética (Ec), energia potencial (Ep) e energia interna (U). A energia cinética e a energia potencial são

dadas pelas equações (1.11) e (1.12), respectivamente, e, conforme mencionado anteriormente, a

energia interna está associada ao movimento e/ou forças intermoleculares da substância em análise.

2

VmE 2

c = (1.11)

zgmEp = (1.12)

onde: m representa a massa do sistema;

V representa a velocidade do sistema.

g representa a aceleração da gravidade;

z representa a cota (elevação) com relação a um referencial adotado para o sistema.

Entre as formas de energia que podem atravessar a fronteira de um volume de controle, isto é,

entrar ou sair do volume de controle, estão incluídos os fluxos de calor ( Q ), os fluxos de trabalho

( W ) e os fluxos de energia associados à massa atravessando estas fronteiras. Uma quantidade de

massa em movimento possui energia cinética, energia potencial e energia térmica. Além disto, como

geralmente o fluxo mássico (m ) é gerado por uma “força motriz”, há uma outra forma de energia

associada ao fluxo, a qual está relacionada com a pressão. Esta última forma de energia é chamada

de “trabalho de fluxo”, sendo dada pelo produto da pressão pelo volume específico do fluído. Assim,

após algumas simplificações, a primeira lei da termodinâmica pode ser escrita como:

t

Evpuzg 2

VmWvpuzg 2

VmQ vc sai

2

ent

2

∆ ∆

+  

 

 ++++=

 

 

 ++++ ∑∑∑∑ (1.13)

Duas observações importantes podem ser efetuadas com relação à equação acima. A primeira

se refere à soma das parcelas “u + pv” que, como visto anteriormente (Eq. 1.2), corresponde à

entalpia da substância (h). A segunda observação está relacionada ao fato de que, para a grande

maioria dos sistemas industriais, a variação da quantidade de energia armazenada no sistema (∆Evc)

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10

é igual a zero. Para esta condição, diz-se que o sistema opera em regime permanente, e a equação

acima pode ser escrita como:

∑∑∑∑ + 

 

 ++=

 

 

 +++ Wzg

2 Vhmzg

2 VhmQ

sai

2

ent

2 (1.14)

Para aplicação da primeira lei da termodinâmica, é necessário estabelecer uma convenção de

sinais para trabalho e calor. A Figura 1.4 mostra esta convenção de sinais e, como pode ser

observado, o trabalho realizado pelo sistema e o calor transferido ao sistema têm sinal positivo, ao

mesmo tempo em que o trabalho realizado sobre o sistema e o calor transferido pelo sistema têm

sinal negativo. No Sistema Internacional, a unidade de fluxo de trabalho e calor é o Watt [W], a

unidade da vazão mássica é [kg/s], a unidade da entalpia é [J/kg], a de velocidade é [m/s] e a

unidade da cota é [m]. A aceleração da gravidade, que pode ser considerada constante, é igual a

9,81 m/s2.

Figura 1.4 - Convenção dos sinais para trabalho e calor.

1.8 – Transferência de Calor.

Quando existe uma diferença de temperatura entre dois sistemas (duas regiões), a mesma

tende a desaparecer espontaneamente, pelo aparecimento da forma de energia calor. Ao conjunto

de fenômenos que caracterizam os mecanismos da transmissão de energia na forma de calor

denomina-se Transferência de Calor.

Teoricamente a transferência de calor pode ocorrer isoladamente por condução, convecção ou

radiação. No entanto, praticamente, as três formas citadas ocorrem simultaneamente, ficando a

critério do interessado o estudo da possibilidade de serem desprezadas uma ou duas das formas, em

função do problema analisado.

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11

1.8.1 – Transferência de calor por condução.

A transferência de calor por condução se dá através da interação entre moléculas adjacentes

de um material, e é diretamente proporcional ao potencial da “força motriz” (que para o caso é a

diferença de temperatura) e inversamente proporcional à resistência do sistema, que por sua vez é

dependente da natureza e da geometria do mesmo. A forma mais utilizada para correlacionar estas

grandezas é através da Lei de Fourier. Esta lei é geralmente apresentada, na forma de equação,

para placas planas (paredes) ou para cilindros (tubos), como mostrado abaixo.

Figura 1.5 – Mecanismos de transferência de calor. Placas planas (a) e cilindro (b).

Para placas planas (Figura 1.5.a), a equação de Fourier é dada por:

x TAkQ

∆ ∆

−= (1.15)

onde: Q é o fluxo de calor [W];

k é a condutividade térmica [W/m.K];

A é a área normal ao fluxo de calor [m2];

∆T é a diferença de temperatura [K];

∆x é a espessura da placa [m].

Para o caso de cilindros (Figura 1.5.b), tem-se:

  

  ∆

π=

1 2

r r TLk2Q

ln (1.16)

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12

onde: Q é o fluxo de calor [W];

k é a condutividade térmica [W/m.K];

L é o comprimento do cilindro [m2];

∆T é a diferença de temperatura [K];

r1 é o raio interno do cilindro [m].

r2 é o raio externo do cilindro [m].

A tabela abaixo fornece a condutividade térmica, para temperaturas próximas de 25 °C, para

alguns materiais mais comuns na engenharia. Valores para outras temperaturas ou outros materiais,

podem ser encontrados facilmente em textos especializados de transferência de calor.

Tabela 1.1 – Condutividade Térmica de alguns materiais. Material k [W/m.K] Aços com baixo teor de cromo 37,7 a 48,9 Aços carbono (não ligado) 60,5 a 63,9 Aços inoxidáveis 13,4 a 15,1 Alumínio puro 237,0 Cobre puro 401,0 Bronze comercial (90% Cu, 10% Al) 52,0 Prata 429,0 Tijolo comum 0,720 Tijolo cerâmico oco (10 cm) 0,520 Madeiras (pinho) 0,120 Mantas de fibra de vidro 0,046 Cortiça 0,039 Poliestireno rígido 0,027 Folha de amianto (corrugada) 0,078 Poliestireno expandido 0,027 a 0,040

1.8.2 – Transferência de calor por convecção

A convecção é o processo de transferência de calor executado pelo “escoamento” de um fluido,

que atua como transportador de energia, a qual por sua vez é transferida de uma superfície (ou para

uma superfície). A convecção é intensamente influenciada pelas características do escoamento do

fluido, tais como: perfil de velocidades, turbulência, etc.

O tratamento tradicional para os problemas envolvendo convecção consiste em definir um

coeficiente de transferência de calor por convecção, ou somente coeficiente de convecção (α), de tal

forma que se tenha a seguinte equação:

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13

TAQ ∆α= (1.17)

onde: Q é o fluxo de calor [W];

α é o coeficiente de convecção [W/m2.K];

A é a área normal ao fluxo de calor [m2];

∆T é a diferença de temperatura [K];

O coeficiente de convecção depende das propriedades do fluido e da configuração do

escoamento e, normalmente, seus valores são tabelados para as situações e fluidos mais comuns, o

que reduz o problema à aplicação da equação acima. Como exemplos, pode se considerar o

coeficiente de convecção entre o ar e as paredes de uma câmara frigorífica. Para o ar externo este

valor é próximo de 29,0 W/m2.K (25 kcal/h.m2.°C), e para o ar interno ele varia entre 8,15 e 17,45

W/m2.K (7 a 15 kcal/h.m2.°C), dependendo da movimentação do ar.

1.8.3 – Transferência de calor por radiação.

A transferência de calor por radiação se dá como resultado do deslocamento de fótons de uma

superfície para outra. Ao atingir uma superfície, esses fótons podem ser absorvidos, refletidos ou

transmitidos. A energia irradiada por uma superfície é definida em termos do seu poder emissivo, o

qual, para um radiador perfeito (corpo negro), é dado pela equação abaixo, onde T é a temperatura

do corpo e σ é a constante de Stefan-Boltzman (5,669 x 10-8 W/m2.K4).

4n TE σ= (1.18)

Como os corpos reais não são radiadores perfeitos, isto é, corpos negros, eles irradiam menos

energia que um corpo negro à mesma temperatura. A razão entre o poder emissivo do corpo real e o

pode emissivo do corpo negro é denominada de emissividade. Assim, tem-se:

nE

E =ε (1.19)

O posicionamento geométrico das superfícies afeta a radiação trocada entre elas, e a relação

geométrica que influência a quantidade de calor trocado por radiação entre as superfícies é chamada

de fator de forma (FA). As características ópticas das superfícies, como emissividade, absortância,

transmissividade e refletividade, que também afetam a quantidade de calor trocado por radiação,

podem ser agrupadas em um único fator FE. Os fatores FA e FE podem ser encontrados em textos e

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14

manuais sobre transferência de calor. Finalmente, o calor trocado por radiação entre duas superfícies

pode ser calculado por:

( )4241AE21 TTAFFQ −σ=− (1.20) 1.8.4 – Analogia entre fluxo de calor e elétrico.

Considere a placa abaixo, através da qual é transferido o fluxo de calor Q , sendo ∆T a

diferença de temperatura entre as superfícies da placa.. Considere ainda o circuito elétrico

equivalente, onde ∆V é a diferença de potencial, i é a corrente elétrica e Re é a resistência elétrica.

Figura 1.6 – Analogia entre fluxo de calor e elétrico.

Aplicando-se a lei de Ohm, para o circuito elétrico, tem-se:

elétricaaresistênci

elétricopotencialdediferençacorrente R

Vi e

= ∆

= (1.21)

Por analogia com a Lei de Ohm, pode-se dizer que a taxa de transferência de calor pode ser

considerada como um fluxo, a combinação da condutividade térmica, espessura do material e a área,

como uma resistência a este fluxo. A temperatura é a função potencial, ou motora, para este fluxo de

calor, então a equação de Fourier pode ser escrita como:

térmicaaresistênci

térmicopotencialdediferençacalordefluxo R

TQ t

= ∆

= (1.22)

Como pode ser observado, a Lei de Fourier pode ser escrita de forma semelhante à Lei de

Ohm, sendo a resistência térmica (Rt), dada por:

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15

Condução em superfícies planas: Ak LRt = (1.23)

Condução em cilindros: Lk2 r

r

R 1 2

t π

  

 

= ln

(1.24)

Convecção: A 1Rt α

= (1.25)

A analogia elétrica pode ser empregada para resolver problemas mais complexos envolvendo

resistências térmicas em série e em paralelo.

1.8.5 – Coeficiente global de transferência de calor.

Muitos dos processos de transferência de calor encontrados nas instalações industriais

envolvem uma combinação dos processos de condução e transmissão. Por exemplo, a transferência

de calor através das paredes de uma câmara frigorífica envolve a transmissão do calor do ar externo

para as paredes da câmara (convecção), a condução pela parede e pelo isolamento, e a transmissão

da superfície interna da parede para o ar contido na câmara (convecção).

Figura 1.7 – Coeficiente global de transferência de calor.

Em casos onde ocorre transferência de calor entre dois fluidos, como no caso da câmara

mencionado acima, estão envolvidos dois valores para o coeficiente ce convecção (α), sendo um

para cada fluido. Também se deve considerar a condutividade térmica (k) do material que separa os

fluidos, por exemplo, o isolante da câmara, bem como a sua espessura (L).

Assim, para facilitar a análise pode-se lançar mão do coeficiente global de transferência de

calor (UG). É prática comum relacionar a taxa total de transferência de calor (Q ), a área normal ao

fluxo de calor (A) e a diferença total de temperatura (∆TG), através do coeficiente global de

transferência de calor (UG). Portanto, considerando a Figura 1.7, pode-se escrever que:

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16

GG

21

BA TAU

A 1

Ak L

A 1

TTQ ∆=

α ++

α

− = (1.26)

onde:

21

G 1 k L1 1U

α ++

α

= e BAG TTT −=∆

O equacionamento acima também pode ser feito em termos da resistência térmica global (RG),

ou total, que para o caso do circuito elétrico equivalente da Figura 1.7, é igual a soma das

resistências térmicas do fluido A (RA), da parede (RP) e do fluido B (RB). Assim, tem-se:

A

1 Ak L

A 1RRRR

R T

R TTQ

21 BPAG

G

G

G

BA α

++ α

=++= ∆

= −

= (1.27)

1.8.6 – Diferença de temperatura média logarítmica

Nos trocadores de calor, como os esquematizados na Figura 1.8 e na Figura 1.9, um fluido

quente (fluido A) cede calor por convecção para uma das superfícies dos tubos do trocador. Este

fluxo de calor é então transmitido por condução para a outra superfície dos tubos e, finalmente, é

transferido por convecção para o fluido frio (fluido B). Como este processo acontece ao longo de todo

o comprimento dos tubos do trocador, isto é, ao longo de toda a sua área, a temperatura dos fluidos

geralmente não é constante e, portanto, a taxa de transferência de calor também varia ao longo dos

tubos, pois ela depende da diferença de temperatura entre o fluido quente e o fluido frio.

Assim, quando se deseja estudar os mecanismos de transferência de calor em trocadores

(serpentina de água gelada, evaporadores, condensadores, etc.), deve-se utilizar a diferença de

temperatura média logarítmica (∆Tml) para o cálculo do fluxo de calor, pois desta forma estarão

sendo considerados os diferentes valores do diferencial de temperaturas entre os dois fluidos, ao

longo de todo o trocador.

A diferença de temperatura média logarítmica, para um trocador de calor operando com

correntes paralelas (Figura 1.8), é dada por:

( ) ( )

 

  

 − −

−−− =

 

  

 ∆ ∆

∆−∆ =∆

BSAS

BEAE

BSASBEAE

s

e

se

TT TTln

TTTT

T Tln

TTTml (1.28)

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Figura 1.8 - Trocador de calor operando com correntes paralelas.

Quando os trocadores de calor operam em contracorrente (Figura 1.9), a diferença de

temperatura média logarítmica deve ser calculada de acordo com a Eq. (1.29). Deve ser observado

que, para as mesmas temperaturas de entrada e saída dos fluídos do trocador, a diferença de

temperatura média logarítmica do trocador com escoamento em contracorrente é superior àquela do

trocador com escoamento em paralelo. Assim, admitindo-se um mesmo coeficiente global de

transferência de calor, a área necessária para que ocorra um dado fluxo de calor, é menor o trocador

operando em contracorrente do que no trocador operando com correntes paralelas.

( ) ( )

 

  

 − −

−−− =

 

  

 ∆ ∆

∆−∆ =∆

BEAS

BSAE

BEASBSAE

s

e

se

TT TTln

TTTT

T Tln

TTTml (1.29)

Figura 1.9 – Trocador de calor operando em contracorrente.

EXERCÍCIOS PROPOSTOS

1) Determinar a entalpia específica, h, o volume específico, v, e a entropia, s, para o refrigerante R-

717 no estado de líquido saturado à temperatura de 40 °C.

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18

2) Determinar h, v, s e a pressão, P, para vapor saturado (x = 1), do R-22 à temperatura de -20 °C.

3) Determine a entalpia e o volume específico para o R-12 sub-resfriado à temperatura de 30 °C e

pressão de 9,7960 kgf/cm2.

4) Determine h, v, e s para o refrigerante R-22 para x = 0,3 (título), e pressão de 5,0738 kgf/cm2.

5) Determine todas as propriedades termodinâmicas do refrigerante R-22 à temperatura de 90 °C e

pressão de 15,63708 kgf/cm2.

6) Em um compressor que opera com R-134a a pressão de descarga é de 1000,00 kPa e a

temperatura de descarga é de 80,0 °C. Qual é o valor da entalpia e da entropia para este estado?

7) O compressor de um sistema frigorífico deve trabalhar aspirando vapor superaquecido. determine

as propriedades termodinâmicas do R-717 (amônia) quando a pressão de sucção for de 1,219

kgf/cm2 e o vapor estiver superaquecido de 10,0 °C.

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19

Capítulo 2 – Ciclos de Refrigeração por Compressão de Vapor. 2.1 – Introdução

Se um líquido for introduzido num vaso onde existe, inicialmente, um grau de vácuo e cujas

paredes são mantidas a temperatura constante, ele se evaporará imediatamente. No processo, o

calor latente de vaporização, ou seja, o calor necessário para a mudança do estado líquido para o

estado vapor é fornecido pelas paredes do vaso. O efeito de resfriamento resultante é o ponto de

partida do ciclo de refrigeração, que será examinado neste capítulo.

À medida que o líquido se evapora, a pressão dentro do vaso aumenta até atingir,

eventualmente, a pressão de saturação para a temperatura considerada. Depois disto nenhuma

quantidade de líquido evaporará e, naturalmente, o efeito de resfriamento cessará. Qualquer

quantidade adicional de líquido introduzido permanecerá no neste estado, isto é, como líquido no

fundo do vaso. Se for removida parte do vapor do recipiente conectando-o ao lado de sucção de uma

bomba, a pressão tenderá a cair, isto provocará uma evaporação adicional do líquido. Neste aspecto,

o processo de resfriamento pode ser considerado contínuo. E, para tal, necessita-se: de um fluido

adequado, o refrigerante; um recipiente onde a vaporização e o resfriamento sejam realizados,

chamado de evaporador; e um elemento para remoção do vapor, chamado de compressor.

O sistema apresentado até agora não é prático, pois envolve um consumo contínuo de

refrigerante. Para evitar este problema é necessário converter o processo num ciclo. Para fazer o

vapor retornar ao estado líquido, o mesmo deve ser resfriado e condensado. Usualmente, utiliza-se a

água ou o ar, como meio de resfriamento, os quais se encontram a uma temperatura,

substancialmente, mais elevada do que a temperatura reinante no evaporador. A pressão de vapor

correspondente à temperatura de condensação deve, portanto, ser bem mais elevada do que a

pressão no evaporador. O aumento desejado de pressão é promovido pelo compressor.

A liquefação do refrigerante é realizada num condensador que é, essencialmente, um

recipiente resfriado externamente pelo ar ou água. O gás refrigerante quente (superaquecido) com

alta pressão é conduzido do compressor para o condensador, onde é condensado. Resta agora

completar o ciclo, o que pode ser feito pela inclusão de uma válvula ou outro dispositivo regulador,

que será usado para injeção de líquido no evaporador. Este é um componente essencial de uma

instalação de refrigeração e é chamado de válvula de expansão.

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20

2.2 – Ciclo Teórico de Refrigeração por Compressão de Vapor

Um ciclo térmico real qualquer deveria ter para comparação o ciclo de CARNOT, por ser este o

ciclo de maior rendimento térmico possível. Entretanto, dado as peculiaridades do ciclo de

refrigeração por compressão de vapor, define-se um outro ciclo que é chamado de ciclo teórico, no qual os processos são mais próximos aos do ciclo real e, portanto, torna-se mais fácil comparar o

ciclo real com este ciclo teórico (existem vários ciclos termodinâmicos ideais, diferentes do ciclo de

Carnot, como o ciclo ideal de Rankine, dos sistemas de potência a vapor, o ciclo padrão ar Otto, para

os motores de combustão interna a gasolina e álcool, o ciclo padrão ar Brayton, das turbinas a gás,

etc). Este ciclo teórico ideal é aquele que terá melhor performance operando nas mesmas condições

do ciclo real.

Figura 2.1 - Ciclo teórico de refrigeração por compressão de vapor.

A Figura 2.1 mostra um esquema básico de um sistema de refrigeração por compressão de

vapor com seus principais componentes, e o seu respectivo ciclo teórico construído sobre um

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21

diagrama deMollier, no plano P-h. Os equipamentos esquematizados na Figura 2.1 representam,

genericamente, qualquer dispositivo capaz de realizar os respectivos processos específicos

indicados.

Os processos termodinâmicos que constituem o ciclo teórico em seus respectivos

equipamentos são:

a) Processo 1→2. Ocorre no compressor, sendo um processo adiabático reversível e,

portanto, isentrópico, como mostra a Figura 2.1. O refrigerante entra no compressor à

pressão do evaporador (Po) e com título igual a 1 (x =1). O refrigerante é então comprimido

até atingir a pressão de condensação (Pc) e, ao sair do compressor está superaquecido à

temperatura T2, que é maior que a temperatura de condensação TC.

b) Processo 2→3. Ocorre no condensador, sendo um processo de rejeição de calor, do

refrigerante para o meio de resfriamento, à pressão constante. Neste processo o fluido

frigorífico é resfriado da temperatura T2 até a temperatura de condensação TC e, a seguir,

condensado até se tornar líquido saturado na temperatura T3, que é igual à temperatura TC.

c) Processo 3→4. Ocorre no dispositivo de expansão, sendo uma expansão irreversível a

entalpia constante (processo isentálpico), desde a pressão PC e líquido saturado (x=0), até

a pressão de vaporização (Po). Observe que o processo é irreversível e, portanto, a

entropia do refrigerante na saída do dispositivo de expansão (s4) será maior que a entropia

do refrigerante na sua entrada (s3).

d) Processo 4→1. Ocorre no evaporador, sendo um processo de transferência de calor a

pressão constante (Po), conseqüentemente a temperatura constante (To), desde vapor

úmido (estado 4), até atingir o estado de vapor saturado seco (x=1). Observe que o calor

transferido ao refrigerante no evaporador não modifica a temperatura do refrigerante, mas

somente muda sua qualidade (título).

2.3 – Ciclo Real de Compressão de Vapor

As diferenças principais entre o ciclo real e o ciclo teórico estão mostradas na Figura 2.2, as

quais serão descritas a seguir. Uma das diferenças entre o ciclo real e o teórico é a queda de

pressão nas linhas de descarga, líquido e de sucção assim como no condensador e no evaporador.

Estas perda de carga ∆Pd e ∆Ps estão mostradas na Figura 2.2.

Outra diferença é o sub-refriamento do refrigerante na saída do condensador (nem todos os

sistemas são projetados com sub-refriamento), e o superaquecimento na sucção do compressor,

sendo este também um processo importante que tem a finalidade de evitar a entrada de líquido no

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22

compressor. Outro processo importante é o processo de compressão, que no ciclo real é politrópico

(s1 ≠ s2), e no processo teórico é isentrópico.

Devido ao superaquecimento e ao processo politrópico de compressão a temperatura de

descarga do compressor (T2) pode ser muito elevada, tornando-se um problema para os óleos

lubrificantes usados nos compressores frigoríficos. A temperatura de descarga não deve ser superior

a 130 °C, o que, por vezes, exige o resfriamento forçado do cabeçote dos compressores,

principalmente quando são utilizados os refrigerantes R717 e R22, (com baixas temperaturas de

evaporação). Muitos outros problemas de ordem técnica, dependendo do sistema e sua aplicação,

podem introduzir diferenças significativas além das citadas até aqui. Problemas técnicos e de

operação serão abordados nos próximos capítulos.

Figura 2.2 – Diferenças entre o ciclo teórico e o real de refrigeração.

2.4 – Balanço de Energia para o Ciclo de Refrigeração por Compressão de Vapor

O balanço de energia do ciclo de refrigeração é feito considerando-se o sistema operando em

regime permanente nas condições de projeto, ou seja, à temperatura de condensação (TC), e

temperatura de vaporização (TO). Os sistemas reais e teóricos têm comportamentos idênticos, tendo

o ciclo real apenas um desempenho pior. A análise do ciclo teórico permitirá, de forma simplificada,

verificar quais parâmetros têm influência no desempenho do ciclo.

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23

2.4.1 – Capacidade frigorífica

A capacidade frigorífica ( oQ ) , é a quantidade de calor, por unidade de tempo, retirada do meio

que se quer resfriar (produto), através do evaporador do sistema frigorífico. Este processo está

indicado na Figura 2.3. Considerando-se que o sistema opera em regime permanente e

desprezando-se as variações de energia cinética e potencial, pela primeira lei da termodinâmica,

tem-se:

Figura 2.3 – Processo de transferência de calor no evaporador.

)hh(mQ 41fo −= (2.1)

Normalmente, se conhece a capacidade frigorífica deve do sistema de refrigeração, a qual

deve ser igual à carga térmica, para operação em regime permanente. Se for estabelecido o ciclo e o

fluido frigorífico com o qual o sistema deve trabalhar, pode-se determinar o fluxo mássico que circula

através dos equipamentos, pois as entalpias h1 e h4 são conhecidas e, conseqüentemente o

compressor fica determinado.

A quantidade de calor por unidade de massa de refrigerante retirada no evaporador é

chamada de “Efeito Frigorífico” (EF), e é um dos parâmetros usados para definir o fluido frigorífico

que será utilizado em uma determinada instalação.

41 hhEF −= (2.2)

2.4.2 – Potência teórica de compressão

Chama-se de potência teórica de compressão à quantidade de energia, por unidade de tempo,

que deve ser fornecida ao refrigerante, no compressor, para se obter a elevação de pressão

necessária ao do ciclo teórico. Neste ciclo o processo de compressão é adiabático reversível

(isentrópico), como indicado na Figura 2.4. No sistema de refrigeração real o compressor perde calor

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24

para o meio ambiente, entretanto, este calor é pequeno quando comparado à energia necessária

para realizar o processo de compressão. Aplicando-se a primeira lei da termodinâmica, em regime

permanente, no volume de controle da figura baixo e desprezando-se a variação de energia cinética

e potencial tem-se Eq. (2.3).

)hh(mW 12fc −= (2.3)

Figura 2.4 – Processo de compressão adiabático reversível no compressor.

2.4.3 – Calor rejeitado no condensador

Conforme mencionado, a função do condensador é transferir calor do fluido frigorífico para o

meio de resfriamento do condensador (água ou ar). Este fluxo de calor pode ser determina através

de um balanço de energia no volume de controle da Figura 2.5. Assim, considerando o regime

permanente, tem-se:

)hh(mQ 32fc −= (2.4)

Figura 2.5 – Processo de transferência de calor no condensador.

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25

Assim, o condensador a ser especificado para o sistema de refrigeração deve ser capaz de

rejeitar a taxa de calor calculada pela Eq. (2.4), a qual depende da carga térmica do sistema e da

potência de acionamento do compressor.

2.4.4 – Dispositivo de expansão

No dispositivo de expansão, que pode ser de vários tipos, o processo teórico é adiabático,

como mostra a Figura 2.6, e, neste caso, aplicando-se a primeira lei da termodinâmica, em regime

permanente, desprezando-se as variações de energia cinética e potencial, tem-se:

Figura 2.6 – Processo no dispositivo de expansão.

43 hh = (2.5)

2.4.5 – Coeficiente de performance do ciclo

O coeficiente de performance, COP, é um parâmetro importante na análise das instalações

frigoríficas. Embora o COP do ciclo real seja sempre menor que o do ciclo teórico, para as mesmas

condições de operação, pode-se, com o ciclo teórico, verificar que parâmetros influenciam no

desempenho do sistema. Assim, o COP é definido por:

12

41

c

o hh hh

W Q

GastaEnergia UtilEnergiaCOP

− −

=== (2.6)

Pode-se inferir da Eq. (2.6) que, para ciclo teórico, o COP é função somente das propriedades

do refrigerante, conseqüentemente, depende das temperaturas de condensação e vaporização. Para

o ciclo real, entretanto, o desempenho dependerá em muito das propriedades na sucção do

compressor, do próprio compressor e dos demais equipamentos do sistema, como será visto adiante.

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26

2.5 – Parâmetros que Influenciam o COP do Ciclo de Refrigeração

Vários parâmetros influenciam o desempenho do ciclo de refrigeração por compressão de

vapor. A seguir será analisada a influência de cada um deles separadamente.

2.5.1 – Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico

Para ilustrar o efeito que a temperatura de evaporação tem sobre a eficiência do ciclo será

considerado um conjunto de ciclos em que somente a temperatura de evaporação (To), é alterada.

Estes ciclos estão mostrados na Figura 2.7. Nesta análise utilizou-se R22 como refrigerante, o qual é

típico de sistemas de ar condicionado. Como pode ser observado, uma redução na temperatura de

evaporação resulta em redução do COP, isto é, o sistema se torna menos eficiente.

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27

-30.00 -20.00 -10.00 0.00 10.00

Temperatura de Vaporização, To, em Celsius

2.00

3.00

4.00

5.00

6.00

7.00

C oe

fic ie

nt e

de P

er fo

rm an

ce , C

.O .P

.

LEGENDA

R-717

R-134a

R-22

Figura 2.7 – Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico.

2.5.2 – Influência da temperatura de condensação no COP do ciclo teórico

Como no caso da temperatura de vaporização, a influência da temperatura de condensação é

mostrada em um conjunto de ciclos onde apenas se altera a temperatura de condensação (Tc). Esta

análise está mostrada na Figura 2.8. Observe que uma variação de 15 °C na temperatura de

condensação, resultou em menor variação do COP, se comparado com a mesma faixa de variação

da temperatura de evaporação.

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28

30.0 40.0 50.0 60.0 Temperatura de Condensação, Tc , em Celsius

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

C oe

fic ie

nt e

de P

er fo

rm an

ce , C

.O .P

. LEGENDA

R-717

R-134a

R-22

To = - 10 C o

Figura 2.8 - Influência da temperatura de condensação no COP do ciclo teórico.

2.5.3 – Influência do sub-resfriamento do líquido no COP do ciclo teórico

De forma idêntica aos dois casos anteriores, a Figura 2.9 mostra a influência do sub-

resfriamento do líquido na saída do condensador sobre a eficiência do ciclo. Embora haja um

aumento no COP do ciclo com o aumento do sub-resfriamento, o que é ótimo para o sistema, na

prática se utiliza um sub-resfriamento para garantir que se tenha somente líquido na entrada do

dispositivo de expansão, o que mantém a capacidade frigorífica do sistema, e não com o objetivo de

se obter ganho de eficiência.

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29

0.0 4.0 8.0 12.0 16.0

Sub-Resfriamento, , em Celsius

3.0

3.2

3.4

3.6

3.8

4.0

4.2

4.4

C oe

fic ie

nt e

de P

er fo

rm an

ce ,

C .O

.P

∆Tsr

Legenda

R-717

R-134a

R-22

Tc = 45 C To = - 10 C

o

o

Figura 2.9 – Influência do sub-resfriamento no COP do ciclo teórico.

2.5.4 – Influência do superaquecimento útil no COP do ciclo teórico

Quando o superaquecimento do refrigerante ocorre retirando calor do meio que se quer

resfriar, chama-se a este superaquecimento de “superaquecimento útil”.

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30

0.0 4.0 8.0 12.0 16.0 20.0

Superaquecimento Útil, , em Celsius

3.50

3.60

3.70

3.80

3.90

C oe

fic ie

nt e

de P

er fo

rm an

ce ,

C .O

.P .

LEGENDA

R-717

R-134a

R-22

Tc = 45 C To = - 10 Co

o

∆Tsa Figura 2.10 - Influência do superaquecimento no COP do ciclo teórico.

Na Figura 2.10 é mostrada a influência desse superaquecimento na performance do ciclo de

refrigeração. Como pode ser observado no último “slide” desta figura, a variação do COP com o

superaquecimento depende do refrigerante. Nos casos mostrados, para o R717 o COP sempre

diminui, para R134a o COP sempre aumenta e para o R22, o caso mais complexo, há um aumento

inicial e depois uma diminuição. Para outras condições do ciclo, isto é, To e Tc, poderá ocorrer

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31

comportamento diferente do aqui mostrado. Mesmo para os casos em que o superaquecimento

melhora o COP ele diminui a capacidade frigorífica do sistema de refrigeração. Assim, só se justifica

o superaquecimento do fluido, por motivos de segurança, para evitar a entrada de líquido no

compressor.

Este aspecto da influência do superaquecimento na capacidade frigorífica do sistema será

estuda com mais detalhes quando da análise operacional dos compressores alternativos e de sua

eficiência volumétrica.

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32

Capítulo 3 – Componentes dos Sistemas de Refrigeração 3.1 – Compressores

3.1.1 – Introdução

O compressor é um dos principais componentes do sistema de refrigeração, sua função é

aumentar a pressão do fluido refrigerante e promover a circulação desse fluido no sistema. Os

principais tipos de compressores utilizados são: alternativo, centrífugo, de parafusos, palhetas e

Scroll. A escolha do tipo de compressor depende essencialmente da capacidade da instalação, que

pode ser dividida em pequena capacidade (< 2,5 TR), média capacidade (entre 2,5 e 75 TR) e

grande capacidade (> 75 TR), da temperatura de vaporização e do fluido frigorífico utilizado. O

símbolo TR é a tonelada de refrigeração, um termo comumente utilizado em refrigeração que

corresponde a energia necessária para liquefazer, aproximadamente, uma tonelada de gelo em 24

horas (1,0 TR = 3,53 kW = 3024 kcal/h).

De acordo com as características do processo de compressão, os compressores utilizados em

refrigeração podem ser classificados como máquinas de deslocamento positivo ou máquinas de

fluxo. O compressor de deslocamento positivo aumenta a pressão do vapor de fluido refrigerante

pela redução do volume interno de uma câmara de compressão através de uma força mecânica

aplicada. Os compressores alternativos, de parafusos, de palhetas e Scroll são de deslocamento

positivo. O único compressor classificado como máquina de fluxo em sistemas de refrigeração é o

centrífugo. Nesse tipo de compressor, o aumento de pressão se deve, principalmente, a conversão

de pressão dinâmica em pressão estática.

Dependendo da concepção de construção, os compressores podem ser classificados como

herméticos, semi-herméticos e abertos. No compressor hermético tanto o compressor, propriamente

dito, quanto o motor de acionamento são alojados no interior de uma carcaça, possuindo como

acesso de entrada e saída apenas as conexões elétricas do motor. Esse tipo de compressor opera

predominantemente com refrigerantes halogenados e o vapor de fluido refrigerante entra em contato

com o enrolamento do motor, resfriando-o. São geralmente utilizados em refrigeradores domésticos e

condicionadores de ar com potências da ordem de 30kW.

Os compressores semi-herméticos são semelhantes aos herméticos, porém, permitem a

remoção do cabeçote, tornando possível o acesso às válvulas e aos pistões, facilitando os serviços

de manutenção.

Nos compressores do tipo aberto, o eixo de acionamento do compressor atravessa a carcaça

permitindo o acionamento por um motor externo. Esse tipo de compressor é adequado para operar

com amônia, podendo também utilizar refrigerantes halogenados.

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33

3.1.2 – Compressores Alternativos

Os compressores alternativos são os mais utilizados em sistemas de refrigeração, se

encontram em estágio de desenvolvimento bastante avançado e são amplamente utilizados em

sistemas de pequena e média capacidade. São fabricados com capacidades que variam desde uma

fração de TR até cerca de 200 TR (de 1 a 700kW). Os refrigerantes HCFC-22, HFC-134a, HFC-

404A, HFC-407A e HFC-407C são freqüentemente utilizados com esses compressores em sistemas

de ar condicionado para conforto e processos, enquanto o refrigerante R-717 (amônia) é utilizado em

sistemas de refrigeração industrial.

Os compressores alternativos podem ser:

• De simples ou duplo efeito;

• De um ou mais cilindros;

• Abertos, herméticos ou semi-herméticos;

• Horizontais, verticais, em V, em W ou radiais.

A Figura 3.1 apresenta esquematicamente o princípio de funcionamento de um compressor

alternativo. Durante a expansão do êmbolo, gás refrigerante é aspirado pela válvula de admissão,

que pode estar localizada no próprio êmbolo ou no cabeçote. Durante a compressão, o êmbolo

comprime o refrigerante, empurrando-o para fora através da válvula de descarga, localizada

normalmente no cabeçote do cilindro.

Figura 3.1: Princípio de funcionamento de um compressor alternativo.

Quando o compressor possui um virabrequim que atravessa a carcaça de maneira que um

motor externo possa ser acoplado ao seu eixo, ele é denominado “compressor aberto”. Nesse tipo de

compressor deve ser previsto um selo de vedação para evitar fugas de gás refrigerante ou infiltração

de ar externo, quando a pressão do sistema for inferior a atmosférica. Para evitar esse tipo de

problema pode-se alojar o motor e o compressor dentro da mesma carcaça, nesse caso tem-se um

compressor hermético. A grande maioria das aplicações de pequeno porte utiliza esse tipo de

compressor. Compressores herméticos de grande capacidade possuem cabeçotes removíveis,

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34

permitindo a manutenção das válvulas e dos êmbolos. Tais compressores são denominados semi-

herméticos. Há compressores que apresentam molas na parte que fixa as sedes das válvulas de

descarga, funcionando como segurança do compressor ao abrir passagem para gotículas de líquido.

3.1.2.1 – Eficiência volumétrica efetiva

A eficiência volumétrica efetiva v,efη é definida como:

100 )s/m(compressordotodeslocamendetaxa

)s/m(compressornoentraquevazão 3

3 ef,v ×=η (3.1)

onde a taxa de deslocamento do compressor é o volume coberto pelos êmbolos, do ponto morto

superior ao ponto morto inferior, durante o tempo de aspiração, por unidade de tempo.

3.1.2.2 – Eficiência volumétrica de espaço morto

Seja considerada a Erro! A origem da referência não foi encontrada., o volume máximo ocorre quando o êmbolo se encontra na posição 3 e o volume mínimo, denominado “volume de

espaço morto”, Vm, ocorre quando o êmbolo se encontra na posição m.

Figura 3.2: Diagrama pressão-volume de um compressor alternativo ideal.

Seja considerada a pressão de descarga igual a pd e a pressão de aspiração igual a p1, O gás

retido no espaço morto se espante até o volume V1 antes que a pressão no interior do cilindro seja

pequena o suficiente para permitir a abertura da válvula de admissão, e a admissão de gás. O

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35

volume de gás admitido no cilindro é dado por V3 – V1 e a eficiência volumétrica de espaço morto é

definida como:

100 VV VV m3

13 m,v ×−

− =η (3.2)

Definindo a fração de espaço morto, rm, como:

100 VV

Vr m3

m m ×−

= (3.3)

Após algum algebrismo, tem-se:

aspv,m m des

v 100 r 1

v  

η = − −   

(3.4)

onde vasp é o volume específico do vapor admitido no compressor e vdes é o volume específico do

vapor após a compressão isentrópica até pd, volumes estes que podem ser obtidos nas tabelas de

propriedade dos fluidos ou nos diagramas.

Considerando-se a expansão politrópica onde:

1/ n

asp d

des 1

v p v p

  =  

  (3.5)

Resulta:

1/ n

d v,m m

1

p100 r 1 p

   η = − −    

(3.6)

O expoente n pode assumir valores entre 1, para expansão isotérmica, e k ( p vc / c ) para

expansão adiabática, sendo k a razão de calores específicos, pc o calor específico a pressão

constante e vc o calor específico a volume constante.

No compressor ideal considera-se a compressão e a expansão do gás retido no espaço morto

como isentrópica. O único fator que afeta eficiência volumétrica do compressor ideal é expansão do

gás retido no espaço morto.

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36

A Figura 3.3 apresenta o efeito da temperatura de evaporação sobre a eficiência de espaço

morto de um compressor ideal. Para determinação da eficiência volumétrica do compressor com

fração de espaço morto de 4,5%, operando a uma temperatura de condensação de 35OC, com

refrigerante R22 e uma taxa de deslocamento de 0,05 m3/s, a Equação 3.4 foi utilizada. De acordo

com essa figura, a eficiência de espaço morto é nula para uma temperatura de vaporização de -61 °C. Para a pressão de aspiração igual pressão de descarga a eficiência volumétrica é de 100%.

3.1.2.3 – Vazão em massa

A vazão em massa m é dada por:

asp

m,v v100

todeslocamendetaxam η

×= (3.7)

À medida que a pressão de aspiração diminui, o volume específico do gás que entra no

compressor aumenta, diminuindo assim a vazão e a eficiência volumétrica.

3.1.2.4 – Potência

Para um compressor ideal a potência é dada pelo produto da vazão pela variação da entalpia

na compressão isentrópica, como segue:

ihmW ∆= (3.8)

onde: W é a potência, m é a vazão e ∆hi é a variação de entalpia na compressão isentrópica.

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37

-80 -60 -40 -20 0 20 40 0

20

40

60

80

100

Ef ic

iê nc

ia v

ol um

ét ric

a, %

Temperatura de evaporação, Co Figura 3.3: Eficiência volumétrica de espaço morto em função da temperatura de evaporação para

um compressor ideal, com temperatura de condensação de 35OC e refrigerante R22. A Figura 3.4 apresenta a variação da potência P e do trabalho de compressão ∆hi em função

da temperatura de evaporação. Para temperaturas de evaporação baixas ∆hi é grande e, à medida

que a temperatura de evaporação vai aumentando, ∆hi vai diminuindo até atingir zero, quando então

a pressão de aspiração se iguala a de descarga. A curva de potência apresenta valor nulo em dois

pontos, o primeiro ponto corresponde à vazão nula e o segundo ponto corresponde a condição de

temperatura de evaporação igual à de condensação. Entre esses dois pontos a curva de potência

atinge um valor máximo.

-80 -60 -40 -20 0 20 40 0

5

10

15

20

25

0

20

40

60

80

100

Potência

Trabalho de compressão

Temperatura de evaporação, C

Po tê

nc ia

, k W

Tr ab

al ho

d e

co m

pr es

sã o,

k J/

kg

o Figura 3.4: Trabalho de compressão e potência de um compressor ideal em função da temperatura

de evaporação, com temperatura de condensação de 35OC e refrigerante R22.

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38

A maioria dos sistemas frigoríficos trabalha a esquerda do pico da curva de potência, durante a

partida, a temperatura no evaporador é alta e a potência passa pelo pico. Muitas vezes, os motores

são superdimensionados para suportar esse pico, o que não é adequado em termos de uso eficiente

de energia. O superdimensionamento, no entanto, pode ser evitado, reduzindo-se artificialmente a

pressão de evaporação através de um dispositivo de estrangulamento.

Durante a operação normal, cargas térmicas elevadas aumentam a temperatura de evaporação

e conseqüentemente a potência do compressor, podendo sobrecarregar o motor.

3.1.2.5 – Capacidade de refrigeração

A capacidade de refrigeração é dada por:

)hh(mq 41 −= (3.9)

onde h1 e h4 são as entalpias do refrigerante na saída e na entrada do evaporador, respectivamente.

A capacidade de refrigeração em função da temperatura de evaporação é apresentada na

Figura 3.5. A capacidade de refrigeração aumenta com o aumento da temperatura de evaporação.

-80 -60 -40 -20 0 20 40 0

100

200

300

400

500

Temperatura de evaporação, Co

C ap

ac id

ad e

de re

fri ge

ra çã

o, k

W

Figura 3.5: Capacidade de refrigeração de um compressor ideal em função da temperatura de

evaporação, com temperatura de condensação de 35OC e refrigerante R22.

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39

3.1.2.6 – Coeficiente de eficácia

O coeficiente de eficácia, definido pela relação entre a capacidade de refrigeração e a potência,

em função da temperatura de evaporação é apresentado na Figura 3.6. O coeficiente de eficácia

aumenta com o aumento da temperatura de evaporação. À medida que a temperatura de

evaporação diminui, o volume específico aumenta e a vazão em massa no compressor diminui,

reduzindo a capacidade de refrigeração e conseqüentemente o coeficiente de eficácia.

3.1.2.7 – Efeito da temperatura de condensação

Instalações frigoríficas normalmente rejeitam calor através do condensador para a atmosfera,

cujas condições variam ao longo do ano. A Figura 3.7 apresenta eficiência volumétrica de espaço

morto de um compressor operando a uma temperatura de evaporação de -20OC em função da

temperatura de condensação. À medida que temperatura de condensação aumenta a eficiência

volumétrica diminui, o mesmo ocorre com a capacidade de refrigeração apresentada na Figura 3.8.

A potência em função da temperatura de condensação é apresentada na Figura 3.9. A curva

de potência apresenta valor máximo do mesmo modo que a variação da potência com a temperatura

de evaporação. Apesar de não apresentado o coeficiente de eficácia diminui com o aumento

temperatura de condensação.

Considerando a potência e a eficiência, é interessante que a temperatura de condensação seja

a menor possível. Assim, é importante manter o condensador limpo, trabalhando com o agente de

resfriamento (ar ou água) o mais frio possível.

-80 -60 -40 -20 0 20 40 0

5

10

15

20

25

C oe

fic ie

nt e

de e

fic ác

ia

Temperatura de evaporação, Co Figura 3.6: Coeficiente de eficácia de um compressor ideal em função da temperatura de

evaporação, com temperatura de condensação de 35OC e refrigerante R22.

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DEM – Departamento de Engenharia Mecânica

40

-40 -20 0 20 40 60 80 40

50

60

70

80

90

100

Ef ic

iê nc

ia d

e es

pa ço

m or

to , %

Temperatura de condensação, Co Figura 3.7: Eficiência volumétrica de espaço morto em função da temperatura de condensação para

um compressor ideal, com temperatura de evaporação de -20OC e refrigerante R22.

-20 0 20 40 60 80 0

20

40

60

80

100

120

140

C ap

ac id

ad e

de re

fri ge

ra çã

o, k

W

Temperatura de condensação, Co Figura 3.8: Capacidade de refrigeração de um compressor ideal em função da temperatura de

condensação, com temperatura de evaporação de -20OC e refrigerante R22.

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41

-20 0 20 40 60 80 0

5

10

15

20

25

Po tê

nc ia

, k W

Temperatura de condensação, Co Figura 3.9: Potência de um compressor ideal em função da temperatura de condensação, com

temperatura de evaporação de -20OC e refrigerante R22. 3.1.2.8 – Eficiência volumétrica efetiva

Além da expansão do gás residual do espaço morto, outros fatores tais como perda de carga e

fugas através das válvulas de admissão e descarga, fugas pelos anéis dos êmbolos e aquecimento

do gás aspirado pelo cilindro, afetam a eficiência volumétrica. Todos esses fatores contribuem para a

diminuição da eficiência volumétrica. A Figura 3.10 apresenta eficiência volumétrica efetiva

comparada com a eficiência volumétrica de espaço morto, em função da razão entre a pressão de

descarga e a de aspiração. Para o cálculo da eficiência volumétrica de espaço morto foi admitida

uma fração de espaço morto de 4,5%.

3.1.2.9 – Eficiência de compressão

A eficiência de compressão cη , em porcentagem, é dada por:

100 kg/kJ,compressãoderealTrabalho

kg/kJ,caisoentrópicompressãodeTrabalho c ×=η (3.10)

onde os trabalhos de compressão referem-se às mesmas pressões de aspiração e descarga. Para

compressores alternativos abertos essas eficiências variam entre 65 e 70%.

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42

2 3 4 5 6 7 50

60

70

80

90

100

Eficiência volumétrica de espaço morto

Eficiência volumétrica efetiva

Razão entre a pressão de descarga e a de aspiração

Ef ic

iê nc

ia v

ol um

ét ric

a, %

Figura 3.10: Eficiência volumétrica efetiva e de espaço morto (operação com R22)

3.1.2.10 – Temperatura de descarga do compressor

Temperaturas de descarga do compressor excessivamente altas podem deteriorar o óleo de

lubrificação, resultando em desgaste excessivo e redução da vida útil das válvulas, especialmente

das válvulas de descarga. De maneira geral quanto maior a razão de pressões, maior a temperatura

de descarga. O refrigerante utilizado também influencia a temperatura de descarga do compressor, a

amônia, por exemplo, apresenta altas temperaturas de descarga exigindo compressores com

cabeçotes refrigerados a água.

3.1.2.11 – Controle de capacidade

Os sistemas frigoríficos em operação estão sujeitos a variações de carga térmica. O aumento

de carga térmica sem uma resposta do compressor, pode provocar um aumento na temperatura de

evaporação e comprometer a qualidade dos produtos armazenados. Por outro lado, o funcionamento

contínuo do compressor para uma condição de carga térmica reduzida pode baixar demasiadamente

a temperatura de evaporação, o que pode ser indesejável, por exemplo, na conservação de

alimentos frescos, cuja temperatura é controlada.

Entre os vários métodos empregados no controle de capacidade do compressor estão:

• Atuação no compressor, ligando-o ou desligando-o;

• Estrangulamento do gás de aspiração entre o evaporador e o compressor através do uso

de uma válvula reguladora de pressão de sucção;

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43

• Desvio do gás na descarga do compressor para a linha de aspiração ou para o evaporador;

• Funcionamento a vazio de um ou mais cilindros, através da abertura contínua da válvula de

descarga;

3.1.3 – Compressor parafuso

Os compressores parafuso podem ser classificados como de parafuso simples e duplo. Os

compressores de parafuso duplo são mais amplamente utilizados que os simples, devido a sua

eficiência isentrópica ligeiramente maior, em torno de 3 a 4%.

A Figura 3.11 apresenta um corte transversal dos rotores de um compressor de parafuso duplo.

O rotor macho aciona o rotor fêmea, o qual fica alojado em uma carcaça estacionária. O refrigerante

entra pela parte superior em uma das extremidades e sai pela parte inferior da outra extremidade.

Quando o espaço entre os ressaltos passa pela entrada, a cavidade é preenchida pelo refrigerante,

na medida em que rotação continua o refrigerante retido na cavidade move-se, circulando pela

carcaça do compressor, até encontrar um ressalto do rotor macho, que começa a se encaixar na

cavidade do rotor fêmea, reduzindo o volume da cavidade e comprimindo o gás. Ao atingir o orifício

de saída ocorre a descarga devido ao encaixe do ressalto na cavidade. Com a finalidade de

lubrificação e vedação, óleo é adicionado ao sistema, assim, em sistemas operando com

compressores parafuso, torna-se necessário à instalação de um separador de óleo.

O desempenho de um compressor parafuso depende do seu projeto, que define suas razões

de volume e de pressão. A Figura 3.12 apresenta eficiência de compressão de compressores

parafuso para diversas razões entre volumes e pressões. A menos que ocorra uma variação drástica

na razão de pressão, os valores da eficiência de compressão sofrem pouca variação.

Figura 3.11: Rotores de um compressor parafuso e corte transversal.

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44

0 2 4 6 8 0

20

40

60

80

100

Razão de volume = 4,6

3,0 2,3

Ef ic

iê nc

ia d

e co

m pr

es sã

o, %

Razão de Pressão Figura 3.12 - Eficiência de compressão para compressores parafuso.

A capacidade de resfriamento dos compressores de parafuso duplo está na faixa de 20 a

1300TR (70 a 4570kW). Capacidades de resfriamento entre 50 e 350TR (176 a 1230kW) são

normalmente utilizadas. A relação de pressão em compressores parafuso pode ser da ordem de 20:1

em simples estágio. Os refrigerantes HCFC-22, HFC-134a e HFC-407C são normalmente

empregados em compressores parafuso para condicionamento de ar para conforto e a amônia (R-

717) é utilizada para aplicações industriais.

Os requerimentos mínimos de eficiência em função da capacidade, segundo a ASHRAE, para

resfriadores de água com compressores parafuso com condensação a água são:

• Capacidade inferior a 150TR COP = 3,8

• Capacidade entre 150 e 300TR COP = 4,2

• Capacidade superior a 300TR COP = 5,2

O controle de capacidade em compressores parafuso pode ser feito através de válvulas

corrediças localizadas na carcaça do compressor, que se movem na direção axial provocando um

retardamento do início da compressão.

3.1.4 – Compressor de palhetas

Os compressores de palhetas podem ser classificados em dois tipos básicos:

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45

• Compressor de palheta simples;

• Compressor de múltiplas palhetas.

A Figura 3.13 apresenta um compressor de palheta simples. Nesse tipo de compressor a linha

de centro do eixo de acionamento coincide com a do cilindro, porém, é excêntrica em relação ao

rotor, de maneira que, o rotor e o cilindro permanecem em contato à medida que gira. Uma palheta

simples acionada por mola, divide as câmaras de aspiração e descarga.

Figura 3.13: Compressor de palheta simples.

O HCFC-22 é o refrigerante mais utilizado nesse tipo de compressor e os refrigerantes HFC-

407C e HFC-410A são seus substitutos. A eficiência mecânica típica de um compressor de palhetas

operando com uma relação de pressão de 3,5 é de 0,87.

A taxa de deslocamento de um compressor de palhetas simples é dada por:

( ) s/m,ULdd 4

Q 3rot 2

2 2

1des − π

= (3.11)

onde: 1d Diâmetro do cilindro, m

2d Diâmetro do rotor, m L Comprimento do cilindro, m

rotU Velocidade de rotação, rps

A Figura 3.14 apresenta compressores de múltiplas palhetas. Nesses compressores o rotor gira

em torno do próprio eixo, que não coincide com o eixo do cilindro. O rotor possui duas ou mais

palhetas que permanecem em contato com a superfície do cilindro pela ação da força centrífuga.

De acordo com a ASHRAE Handbook, 1996, para uma temperatura ambiente de 35OC,

temperatura de evaporação de 1,7OC, temperatura de condensação de 54,4OC e subresfriamento de

d2

d1

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46

8,3OC o COP de um sistema com compressor de palhetas deve estar em torno de 2,7. Devido ao

movimento rotativo os compressores de palhetas apresentam menor ruído em relação aos

alternativos.

Figura 3.14: Compressores de múltiplas palhetas.

3.1.5 – Compressores centrífugos

Os compressores centrífugos foram introduzidos em instalações frigoríficas por Willis Carrier

em 1920, são amplamente utilizados em sistemas de grande porte. Seu princípio de funcionamento é

semelhante ao de uma bomba centrífuga. O refrigerante entra pela abertura central do rotor e, devido

à ação da força centrífuga, ganha energia cinética à medida que é deslocado para a periferia. Ao

atingir as pás do difusor ou a voluta, parte de sua energia cinética é transformada em pressão. Em

situações onde são necessárias altas razões de pressão podem-se utilizar compressores de

múltiplos estágios. A Figura 3.15 apresenta o desenho esquemático de um compressor centrífugo.

A Figura 3.16 apresenta um gráfico característico de desempenho de um compressor

centrífugo onde no eixo das abscissas tem-se a vazão e no eixo das ordenadas tem-se a razão de

pressões. O gráfico apresenta o desempenho do compressor para diversas rotações e as linhas de

eficiência constante.

Os requerimentos mínimos de eficiência em função da capacidade, segundo a ASHRAE, para

resfriadores de água com compressores centrífugos com condensação a água são idênticos aos

compressores parafuso, ou seja:

• Capacidade inferior a 150TR COP = 3,8

• Capacidade entre 150 e 300TR COP = 4,2

• Capacidade superior a 300TR COP = 5,2

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Figura 3.15: Desenho esquemático de um compressor centrífugo.

Figura 3.16: Desempenho de um compressor centrífugo.

O torque que o rotor de um compressor centrífugo exerce sobre fluido refrigerante é dado por:

( )1t12t2 rVrVmT −= (3.12) onde: T Torque, N.m m Vazão em massa, kg/s t2V Velocidade tangencial do refrigerante na saída do rotor, m/s 2r Raio externo do rotor, m t1V Velocidade tangencial do refrigerante na entrada do rotor, m/s 1r Raio médio da seção de entrada do rotor, m.

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Para uma entrada axial do refrigerante no rotor ( 0V t1 = ), tem-se:

2t2 rVmT = (3.13)

A potência no eixo é o produto do torque pela rotação.

ω=ω= 2t2 rVmTW (3.14)

onde W é a potência em Watts e ω é a rotação em rad/s.

Admitindo-se que a velocidade periférica do rotor seja igual a velocidade tangencial do

refrigerante na saída do rotor, tem se:

t22 Vr =ω (3.15)

A potência pode ser escrita como:

2t2VmW = (3.16)

3.1.6 – Controle de capacidade

Os métodos mais eficientes para o controle de capacidade de compressores centrífugos são:

• Regulagem das pás de pré-rotação na entrada do rotor,

• Variação da rotação.

Pode-se ainda desviar o refrigerante da descarga do compressor para aspiração, porém este

não é um método eficiente. Em compressores centrífugos acionados por turbina a gás ou vapor, o

controle de capacidade pode ser feito pela variação da rotação.

3.1.7 – Compressores Scroll

O compressor Scroll foi inventado em 1905 pelo engenheiro francês Léon Creux. Na época, a

tecnologia disponível não era avançada o suficiente para permitir a fabricação de um protótipo,

devido a, principalmente, problemas de vedação. Para um funcionamento efetivo, o compressor

Scroll requer tolerâncias de fabricação muito pequenas, que foram atendidas apenas a partir da

segunda metade do século 20, com desenvolvimento de novas tecnologias de máquinas operatrizes

e processos de manufatura.

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O princípio de funcionamento do compressor Scroll, baseado num movimento orbital, difere

fundamentalmente do tradicional compressor a pistão, baseado num movimento alternativo,

apresentando diversas vantagens como

• Eficiência de 5 a 10 % maior que um compressor alternativo de igual capacidade;

• Ausência de válvulas;

• Menor quantidade de partes móveis em relação a um compressor alternativo;

• Operação suave e silenciosa

• Baixa variação de torque com conseqüente aumento da vida útil e redução de vibração;

A Figura 3.17 apresenta um compressor Scroll indicando seus diversos componentes.

Figura 3.17: Compressor Scroll e componentes.

3.1.7.1 – Princípio de Funcionamento

Para realizar o trabalho de compressão, o compressor Scroll possui duas peças em forma de

espiral, conforme Figura 3.18, encaixadas face a face uma sobre a outra. A espiral superior é fixa e

apresenta uma abertura para a saída do gás. A espiral inferior é móvel, acionada por um motor com

eixo excêntrico.

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Figura 3.18: Espirais do compressor Scroll

A sucção do gás ocorre na extremidade do conjunto de espirais e a descarga ocorre através da

abertura da espiral fixa (Figura 3.19). A espiral superior possui selos que deslizam sobre a espiral

inferior atuando de maneira semelhante aos anéis do pistão de um compressor alternativo,

garantindo a vedação do gás entre as superfícies de contato das espirais.

Figura 3.19: Sucção e descarga nas espirais.

Como ilustrado na Figura 3.20 o processo de compressão ocorre da seguinte forma:

1- Durante a fase de sucção o gás entra pela lateral da espiral; 2- As superfícies das espirais na periferia se encontram formando bolsas de gás; 3- Na fase de compressão, o volume da bolsa de gás é progressivamente reduzido, e o gás

caminha para o centro das espirais; 4- O volume da bolsa de gás é reduzido ainda mais, o gás caminha para o centro e a

compressão continua; 5- Na fase de descarga, o volume na parte central das espirais é reduzido a zero, forçando

o gás a sair pela abertura de descarga.

Figura 3.20: Processo de compressão em um compressor Scroll.

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3.1.7.2 Capacidade e Eficiência dos Compressores Scroll

A capacidade de refrigeração dos compressores Scroll, para sistemas de expansão direta, está

na faixa de 1 a 15 TR (52,3 kW) e para resfriadores (Chiller) está na faixa de 10 a 60 TR (35 a

210kW). Os compressores Scroll possuem alta eficiência volumétrica, variando de 96,9 a 93,6% para

um aumento de relação de pressão de 2,77 para 3,58. Para relações de pressão em torno de 3, a

eficiência isentrópica é de 70%. Os compressores Scroll possuem maior COP (3,35) em relação aos

compressores rotativos e alternativos.

O HCFC-22 é o refrigerante utilizado atualmente em compressores Scroll e os refrigerantes

HFC-407C e HFC-410A são, em longo prazo, seus substitutos. O ano previsto para o fim da

fabricação do refrigerante HCFC-22 é 2020.

3.2 Seleção do Compressor

A seleção do compressor mais eficiente para uma determinada aplicação envolve vários

aspectos, entre eles:

• Condições de operação.

• Capacidade requerida.

• Curva de carga (variação e controle de capacidade).

Para sistemas de pequena capacidade, com compressores acionados por motores elétricos

com potência de até 5 kW, tais como pequenas câmaras frias, pequenos chillers e outras aplicações

comerciais, pode-se usar a figura abaixo com indicativo, porém a seleção final deve ser analisada

caso a caso.

Para compressores de grande capacidade as opções são os alternativos e parafusos, abertos

ou semi-herméticos, e, em alguns casos, os centrífugos. A opção mais eficiente não pode ser

definida facilmente, e diferentes opções devem ser investigadas, determinando-se o consumo dos

equipamentos através de dados dos fabricantes.

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Figura 3.21 – Indicativo para a seleção de compressores de pequena capacidade (<5 kW).

A tabela abaixo mostra uma comparação entre compressores alternativos e parafuso, aberto e

semi-herméticos, para duas condições de operação e utilizando o refrigerante R407c. Os dados

mostrados abaixo foram obtidos dos fabricantes dos equipamentos, para as condições mostradas e

considerando subresfriamento de 5 °C e superaquecimento de 8 °C.

Tabela 3.1 – Comparação entre compressores alternativos e parafuso Capacidade Potência COP To = 0 °C / Tc = 50 °C kW kW -

Alternativo – Aberto 63,0 22,39 2,81 Alternativo – Semi-hermético 60,2 20,41 2,95 Parafuso – Aberto 63,0 24,98 2,52 Parafuso – Semi-hermético 57,1 24,10 2,27

To = -15 °C / Tc = 40 °C Alternativo – Aberto 55,7 24,19 2,30 Alternativo – Semi-hermético 53,4 21,96 2,43 Parafuso – Aberto 56,0 25,89 2,16 Parafuso – Semi-hermético 53,1 23,86 2,22

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No exemplo da Tabela 3.1, o compressor mais eficiente e, portanto o indicado seria o semi-

hermético alternativo. Os resultados mostrados acima poderiam ser completamente diferentes para

outras situações, dependendo de:

• Capacidade do sistema. A capacidade dos motores e dos compressores parafuso

aumenta com a capacidade.

• Condições de operação.

• Refrigerante.

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3.3 – Condensadores

3.3.1 – Capacidade dos Condensadores.

A representação precisa do comportamento de um condensador pode ser complexa, porque o

vapor de fluido frigorífico entra no condensador superaquecido e, quando atinge o inicio da

condensação, após o inicio de resfriamento, a fração de líquido e vapor no escoamento varia ao

longo do condensador até sair completamente no estado líquido.

Considere a Figura 3.22, onde é mostrado o perfil de temperaturas do refrigerante e do meio de

resfriamento, no caso o ar, de um dado condensador. Considerando-se que neste processo o meio

de resfriamento não muda de fase, pode-se escrever pela 1a lei da termodinâmica, que:

( )easapac TTcmQ −= (3.17) onde: cQ é o calor recebido pelo meio de resfriamento (ar ou água);

am é a vazão em massa do meio de resfriamento; ‘ cp é o calor específico, a pressão constante, do meio de resfriamento; Tsa é a temperatura na qual o meio de resfriamento deixa o condensador; Tea é a temperatura na qual o meio de resfriamento entra no condensador.

Figura 3.22 – Variação de temperatura do refrigerante e do meio de resfriamento de um

condensador.

Conforme visto no primeiro capítulo, o comportamento do condensador, enquanto trocador de

calor, pode-se utilizar a Eq. (3.18) para expressar o fluxo de calor trocado, onde U é o coeficiente

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global de transferência de calor, A é a área de transferência de calor e ∆Tml é a diferença de

temperatura média logarítmica entre o refrigerante e o meio de resfriamento, dada pela Eq. (3.19).

mlc TAUQ ∆= (3.18)

( ) ( ) ( ) ( )

( ) ( )

 

  

 − − −

=

 

  

 − −

−−− =∆

sac

eac

essa

sac

eac

saceac ml

TT TTln

TT

TT TTln

TTTTT (3.19)

Utilizando-se uma análise simplificada, mas suficiente para o propósito deste texto, que usa

como base a temperatura média do meio de resfriamento, como mostrada na Figura 3.22, pode-se

escrever que a temperatura média logarítmica é aproximadamente igual a:

2

TTTTTT easammcml +

=−=∆ (3.20)

Combinando-se as equações acima, obtém-se uma expressão que permite o cálculo do fluxo

de calor no condensador a partir da temperatura de condensação e da temperatura de entrada do

meio de resfriamento no condensador. Assim, tem-se:

( )( )eacpa pa

c TTcm2AU AUcm2

Q − +

= (3.21)

Para um dado fluxo mássico do meio de resfriamento e nas condições de projeto do trocador

de calor, o coeficiente global de transferência de calor, U, é praticamente constante. Assim, para

essas condições, infere-se da Eq. (3.21) que o calor transferido por um dado trocador de calor é

função direta da diferença de temperatura, (TC - Tea), respectivamente, temperatura de condensação

e temperatura de entrada do meio de resfriamento no condensador, que pode ser ar ou água. Com

essas considerações a Eq. (3.21) pode ser escrita como mostrado abaixo, onde Fcond é o fluxo de

calor por diferença unitária de temperatura, também chamado de fator de troca de calor do

condensador, um parâmetro encontrado com freqüência nos catálogos de fabricantes destes

equipamentos.

( )eaccondc TTFQ −= (3.22)

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56

Na realidade, para condições de fluxo mássico do meio de resfriamento diferentes das

condições de projeto do condensador o coeficiente global de transferência de calor varia com o fluxo

mássico, e conseqüentemente o fator de troca de calor do condensador também varia. A Figura 3.23

mostra uma curva típica do fator do condensador (Fcond) em função da vazão de água, para um dado

condensador.

Figura 3.23 – Fator de troca de calor de um condensador, em função do fluxo mássico de água

As características típicas dos condensadores resfriados a ar e a água são mostradas nas

figuras abaixo. Na Figura 3.24.a é mostrada a capacidade frigorífica de um determinado

condensador, quando integrado a um sistema frigorífico, em função da temperatura de condensação

e da temperatura de entrada do ar de resfriamento do condensador. Na Figura 3.24.b, tem-se a

capacidade de rejeição de calor por metro quadrado de área de face, em função da diferença entre a

temperatura de condensação e a temperatura de entrada do ar no condensador, para diferentes

velocidades de face.

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(a) (b)

Figura 3.24 – Características típicas de condensadores resfriados a ar.

(a) (b)

Figura 3.25 – Características típicas de condensadores resfriados a água.

Na Figura 3.25.a é mostrada a capacidade frigorífica de um determinado condensador a água,

quando operando em um sistema frigorífico, em função da temperatura de condensação e da

temperatura de entrada da água no condensador. Na Figura 3.25.b, tem-se o calor rejeitado por

diferença unitária de temperatura em função da vazão de água de condensação, para diferentes

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fatores de incrustação, e como pode ser visto, à medida que aumenta o fator de incrustação a

capacidade de rejeição de calor do condensador diminui.

3.3.2 – Características dos Condensadores

3.3.2.1 – Condensadores resfriados a Ar.

Para a seleção de condensadores resfriados a ar devem ser levados em consideração diversos

fatores, tais como: consumo de energia, instalação, disponibilidade, nível de ruído, etc.

Os condensadores resfriados a ar são normalmente utilizados com parte integrante de

unidades produzidas em fábricas (unidades condensadoras) de pequena ou média capacidade.

Grandes condensadores a ar também podem ser aplicados onde não é econômica a utilização de

sistemas resfriados a água, devido ao alto custo ou indisponibilidade da água. A faixa de

capacidades mais comum destes condensadores, cobre a gama de valores de 1 a 100 TR (7 a 352

kW), porém é usual a sua montagem em paralelo, atingindo capacidades bastante superiores.

Para um determinado compressor e para uma determinada temperatura do ar de resfriamento

que entra no condensador, aumenta-se a pressão de condensação e diminui-se a capacidade

frigorífica com a diminuição do tamanho do condensador. Um aumento da temperatura do ar de

resfriamento também resulta nos mesmos efeitos acima, para um determinado condensador.

A temperatura de condensação deve ser fixada em um valor entre 11 °C e 15 °C maior que a

temperatura de bulbo seco do ar que entra no condensador. E, do ponto de vista econômico, o valor

ótimo da diferença entre a temperatura de condensação e a temperatura do ar que deixa o

condensador deve estar entre 3,5 e 5,5 °C.

Recomenda-se que, em qualquer situação, a temperatura de condensação nunca seja superior

a 55 °C. No entanto, para garantir a eficiência do sistema de compressão e, ao mesmo tempo, obter

uma maior vida útil dos compressores, a temperatura de condensação não deve ser maior que:

• 48 °C, quando a temperatura de evaporação do sistema frigorífico for maior ou igual a 0 °C;

• 43 °C, quando a temperatura de evaporação do sistema frigorífico for menor que 0 °C;

Os condensadores a ar devem ser instalados elevados, com relação ao nível do solo, para

prevenir acumulação de sujeira sobre as serpentinas. Deve-se sempre garantir que existam

aberturas adequadas e livres de qualquer obstrução para entrada de ar frio e para a saída do ar

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quente. As entradas de ar devem ser localizadas longe do lado de descarga do ar para evitar a

aspiração de ar quente pelos ventiladores (curto-circuito do ar).

Devido à grande quantidade de ar manejada por estes condensadores eles geralmente são

bastante barulhentos. Assim, quando da sua instalação devem ser levadas em consideração as

normas locais, que definem os níveis máximos de ruído permitidos. Em algumas situações,

especialmente dentro de zonas residências em centros urbanos, deverão ser empregados sistemas

para controle da rotação dos ventiladores (motores de duas velocidades ou inversores de

freqüência), os quais atuariam no período noturno, reduzindo a rotação dos ventiladores, e

conseqüentemente o ruído emitido por estes condensadores.

Em sistemas que usam válvulas de expansão termostáticas, a pressão de condensação deve

ser mantida relativamente constante. Temperaturas ambientes, isto é, temperaturas de entrada do ar

no condensador muito baixas podem resultar numa pressão de condensação tão baixa que as

válvulas de expansão dos evaporadores não operarão corretamente. Em climas moderados, o

controle da operação dos ventiladores (liga-desliga) pode manter a pressão de condensação dentro

dos níveis fixados em projeto, garantindo a correta operação das válvulas de expansão. Em climas

mais frios, podem ser necessários outros sistemas automáticos para controle da pressão de

condensação, como por exemplo:

• Instalação de dampers para controlar a vazão de ar de resfriamento dos condensadores.

• Instalação de válvulas de estrangulamento que controlam a pressão de condensação

reduzindo o fluxo de líquido do condensador. Assim há inundação de parte do

condensador, reduzindo a superfície de condensação útil.

3.3.2.2 – Condensadores resfriados a água

Condensadores resfriados a água, quando limpos e corretamente dimensionados, operam de

forma mais eficiente que os condensadores resfriados a ar, especialmente em períodos de elevada

temperatura ambiente. Normalmente estes condensadores utilizam água proveniente de uma torre

de resfriamento, sendo que usualmente utiliza-se, para a condição de projeto do sistema, o valor de

29,5 °C para a temperatura da água que deixa a torre. A temperatura de condensação, por sua vez,

deve ser fixada em um valor entre 5,0 °C e 8,0 °C maior que a temperatura da água que entra no

condensador, isto é, da água que deixa a torre.

Quatro tipos de condensadores resfriados a água são discutidos abaixo, considerando

aspectos relacionados com sua aplicação e economia.

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Figura 3.26 - Condensador duplo tubo

3.3.2.2.1 – Condensador duplo tubo

Estes condensadores são formados por dois tubos concêntricos, geralmente 1 ¼” para o tubo

interno e 2” para o externo. O tubo por onde circula a água é montado dentro do tubo de maior

diâmetro. O fluído frigorífico, por sua vez, circula em contracorrente no espaço anular formado pelos

dois tubos, sendo resfriado ao mesmo tempo pela água e pelo ar que está em contato com a

superfície externa do tubo de maior diâmetro. Estes condensadores são normalmente utilizados em

unidades de pequena capacidade, ou como condensadores auxiliares operando em paralelo com

condensadores a ar, somente nos períodos de carga térmica muito elevada. Esses condensadores

são difíceis de se limpar e não fornecem espaço suficiente para a separação de gás e líquido.

3.3.2.2.2 – Condensador Carcaça e Serpentina (Shell and Coil)

Os Condensadores Carcaça e Serpentina (Shell and Coil) são constituídos por um ou mais

tubos, enrolados em forma de serpentina, que são montados dentro de uma carcaça fechada (Figura

3.27). A água de resfriamento flui por dentro dos tubos, enquanto o refrigerante a ser condensado

escoa pela carcaça. Embora, sejam de fácil fabricação, a limpeza destes condensadores é mais

complicada, sendo efetuada por meio de produtos químicos (solução com 25% de HCl em água, com

inibidor). São usados em unidades de pequena e média capacidade, tipicamente até 15 TR.

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Figura 3.27 – Carcaça e Serpentina (Shell and Coil)

3.3.2.2.3 - Condensador Carcaça e Tubo (Shell and Tube).

Os condensadores Shell and Tube são constituídos de uma carcaça cilíndrica, na qual é

instalada uma determinada quantidade de tubos horizontais e paralelos, conectados a duas placas

dispostas em ambas as extremidades (Figura 3.28). A água de resfriamento circula por dentro dos

tubos e o refrigerante escoa dentro da carcaça, em volta dos tubos. Os tubos são de cobre e os

espelhos de aço para hidrocarbonetos halogenados e, para amônia, tanto os tubos como os

espelhos devem ser aço. São de fácil limpeza (por varetamento) e manutenção. São fabricados para

uma vasta gama de capacidades, sendo amplamente utilizados em pequenos e grandes sistemas de

refrigeração.

Figura 3.28 – Condensador Carcaça e Tubo (Shell and Tube)

A velocidade ótima da água em um condensador Shell and Tube deve ser da ordem de 1,0 a

2,0 m/s, e nunca deve ultrapassar os de 2.5 m/s. O fluxo de água deve ser de cerca de 0,10 a 0,15

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l/s por tonelada de refrigeração. Este fluxo de água deve ser distribuído entre os tubos, de forma a

não exceder as velocidades indicadas acima.

Para a seleção econômica destes condensadores devem ser considerados os fatores listados

abaixo, pois os mesmos afetam os custos iniciais e operacionais do sistema.

a) Aumentando-se o tamanho de um condensador, aumenta-se a eficiência do compressor,

mas ao mesmo tempo o seu custo inicial também aumentará.

b) Aumentando o fluxo de água de resfriamento aumenta-se a capacidade de condensador,

porém também aumenta-se o custo de bombeamento da água e o seu consumo.

c) Reduzindo-se o diâmetro da carcaça e aumentando-se o comprimento dos tubos reduz-se o

custo inicial do condensador, mas aumenta-se a perda de carga no circuito de água.

d) O fator incrustação (fouling factor), que está associado a uma resistência térmica adicional

devido à formação de incrustações, depende da qualidade de água. Geralmente, para

condensadores novos que operarão com água de boa qualidade, considera-se um fator de

incrustação da ordem de 0,000044 m2.°C/W (0.00025 h.ft2.ºF/Btu).

Tabela 3.2 – Aumento da superfície de transferência para compensar o fator de incrustação.

Fator de Incrustação [m2.K/W]

Espessura Média da Incrustação [mm]

Aumento de Área Necessário da Área de Transferência de Calor [%]

Tubos Limpos 0,0000 0% 0,00004 0,1524 45% 0,00017 0,3048 85% 0,00035 0,5558 170% 0,00052 0,9144 250%

Para sistemas com baixa qualidade da água de resfriamento (grande quantidade de sais

dissolvidos ou compostos orgânicos) deve ser considerado um fator de incrustação ainda mais

elevado. Os condensadores selecionados para um fator de incrustação mais elevado serão mais

caros, isto pode ser observado na Tabela 3.2, onde é mostrado de quanto dever ser aumentada a

superfície de transferência de calor, para compensar o aumento do fator de incrustação, para uma

mesma taxa de transferência de calor.

3.3.2.2.4 Condensador de Placa

Os condensadores de placas são geralmente constituídos de placas de aço inox ou, em casos

especiais, de outro material, de pequena espessura (0,4 a 0,8 mm). As placas são montadas

paralelamente umas as outras, com um pequeno afastamento (1,5 a 3,0 mm). A água de

resfriamento e o fluído frigorífico circulam entre espaços alternados, formados pelas placas.

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Figura 3.29 – Condensador de placas.

Estes trocadores de calor começam a ser utilizados cada vez mais, devido ao seu elevado

coeficiente global de transferência de calor (2500 a 4500 W/m2.°C), porém seu uso ainda é restrito na

refrigeração industrial.

Apresentam-se em dois tipos: placas soldadas (brazed), empregados para refrigerantes

halogenados, e placas duplas soldadas a laser, montadas em estrutura metálica, os quais são

empregados para amônia. Estes últimos apresentam ainda a vantagem da facilidade de aumento de

sua capacidade, pela simples inclusão de placas.

3.3.2.3 – Condensadores Evaporativos

Os condensadores evaporativos são formados por uma espécie de torre de resfriamento de

tiragem mecânica, no interior da qual é instalada uma série de tubos, por onde escoa o fluído

frigorífico (Figura 3.30). No topo destes condensadores são instalados bicos injetores que pulverizam

água sobre a tubulação de refrigerante. A água escoa, em contracorrente com o ar, em direção a

bacia do condensador. O contato da água com a tubulação por onde escoa o refrigerante provoca a

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sua condensação. Ao mesmo tempo uma parcela da água evapora e, num mecanismo combinado de

transferência de calor e massa entre a água e o ar, esta última é também resfriada. A água que

chega à bacia do condensador é recirculada por uma bomba, e a quantidade de água é mantida

através de um controle de nível (válvula de bóia), acoplado a uma tubulação de reposição.

Figura 3.30 – Condensador Evaporativo

O consumo total de água nestes condensadores (por evaporação, arraste e drenagem) é da

ordem de 8,8 a 12,1 l/h por tonelada de refrigeração. Geralmente, os condensadores evaporativos

são selecionados com base em uma diferença de 10 a 15 °C, entre a temperatura de condensação e

a temperatura de bulbo úmido do ar que entra no condensador. As menores diferenças de

temperatura resultarão em menor consumo de potência, uma vez que a temperatura de condensação

será mais baixa.

O contato da água com as regiões de elevada temperatura da serpentina, onde o fluído

frigorífico ainda se encontra superaquecido, pode provocar a formação excessiva de incrustações

sobre a superfície dos tubos. Assim, em alguns condensadores evaporativos, instala-se uma primeira

serpentina, acima da região onde a água é borrifada. Esta serpentina é chamada de

dessuperaquecedor, e tem a função de reduzir a temperatura do refrigerante pela troca de calor com

o ar saturado que deixa o condensador, o que reduz a formação de incrustações na região onde há

água.

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Em alguns condensadores evaporativos, é adicionada ainda uma serpentina para promover o

subresfriamento do refrigerante líquido, a uma temperatura inferior à temperatura de condensação.

Embora o subresfriamento do líquido aumente a capacidade de refrigeração total, seu principal

benefício é a redução da possibilidade de formação de vapor na linha de líquido, devido à queda de

pressão nesta linha.

3.3.3 – Comparação entre os tipos de condensadores

Por último, cabe efetuar uma análise das temperaturas de condensação típicas, resultantes da

utilização de condensadores resfriados a ar, água e evaporativos. Como pode ser observado na

Figura 3.31, a utilização de condensadores a água em sistema aberto, isto é, utilizando-se água

proveniente, por exemplo, de um rio, resulta em menores temperaturas de condensação. No entanto,

estes sistemas estão sujeitos à intensa formação de incrustações e da disponibilidade de água, a

qual, na grande maioria das vezes, não existe.

Considerando uma ordem crescente de temperaturas de condensação, aparecem em seguida

os s condensadores evaporativos, os resfriados a água em sistema fechado e os resfriados a ar,

sendo estes os mais empregados para sistemas com capacidades inferiores a 100 kW.

Comparando-se os sistemas com condensadores evaporativos e com condensadores

resfriados a água em sistema fechado, isto é, com torre de resfriamento, observa-se que os

evaporativos resultam em menores temperaturas de evaporação, em decorrência da existência de

somente um diferencial de temperatura. Uma vantagem adicional dos condensadores evaporativos é

que a bomba de água destes condensadores é de menor capacidade que a requerida pelos

condensadores resfriados a água, o que resulta em menor consumo de energia. No entanto, os

condensadores evaporativos devem estar localizados próximos dos compressores, para se evitar

longas linhas de descarga (conexão entre o compressor e o condensador).

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Figura 3.31 – Temperaturas de condensação típicas.

Quando maior é o condensador, menor é a temperatura de condensação. Porém

condensadores excessivamente grandes podem causas problemas devido à baixa pressão de

condensação. Assim, a definição da temperatura e superfície de transferência (capacidade) dos

condensadores deve ser cuidadosamente analisada e, como valores indicativos, podem ser

utilizados os dados da Figura 3.31.

Exemplo. Dados do sistema: Finalidade: resfriamento de líquido.

Temp. de evaporação: - 8 °C

Carga térmica: 100 kW (28,5 TR)

Tempo de operação: 6000 h/ano

Tem. água de resfriamento: entrada: 23 °C / saída: 26 °C

Custo da eletricidade: 0,1423 R$/kWh (valor médio)

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Área do

Condensador Temperatura de Condensação COP

Custo do Condensador

Custo Operação

Capacidade do Compressor

m2 °C - R$ R$ m3/h 27 29 4,1 30849,00 20819,55 126,0 14 30 3,7 20748,00 23070,31 126,0 9 35 3,4 16380,00 25105,92 129,6 7 38 3,2 13923,00 26675,04 129,6 6 42 2,9 12285,00 29434,53 133,2

Tomando-se como base o condensador de 9 m2 (temperatura de condensação de 34 °C), sem

considerar aspectos relacionados com a redução de capacidade co compressor, ter-se-ia um

payback simples de 3,4 e 2,2 anos para os condensadores de 27 e 14 m2, respectivamente.

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3.4 – Evaporadores

3.4.1 – Capacidade dos Evaporadores.

Seguindo o mesmo procedimento realizado para os condensadores, será mostrada neste item

a variação de temperaturas do refrigerante e do meio a ser resfriado, no caso o ar, em um dado

evaporador de um sistema frigorífico (Figura 3.32).

Figura 3.32 – Variação de temperaturas do refrigerante e do ar em um dado evaporador.

Considerando-se que neste processo não ocorre condensação do vapor de água do ar, pode-

se escrever pela 1a lei da termodinâmica, que:

( )saeapao TTcmQ −= (3.23) onde: oQ é o capacidade frigorífica do evaporador (serpentina);

am é a vazão em massa do fluído a ser resfriado (água ou ar);

‘ cp é o calor específico, a pressão constante, do fluído a ser resfriado;

Tea é a temperatura na qual o fluído a ser resfriado entra no evaporador;

Tsa é a temperatura na qual o fluído a ser resfriado deixa o evaporador.

Do ponto de vista do evaporador, enquanto trocador de calor, pode-se utilizar a Eq. (3.24) para

calcular a sua capacidade frigorífica. Nesta equação U é o coeficiente global de transferência de

calor, A é a área de transferência de calor e ∆Tml é a diferença de temperatura média logarítmica

entre o refrigerante e o fluído a ser resfriado, dada pela Eq. (3.25).

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mlo TAUQ ∆= (3.24)

( ) ( ) ( ) ( )

( ) ( )

 

   

− =

  

   

−−− =∆

osa

osa

saea

osa

oea

osaoea ml

TT TTln

TT

TT TTln

TTTTT (3.25)

Valendo-se de uma simplificação semelhante a utilizada para o condensador, pode-se

considerar que a diferença de temperatura média logarítmica pode ser calculada em função da

temperatura média do fluído a ser resfriado como mostrada na Figura 3.32. Assim, tem-se:

2

TTTTTT easamomml +

=−=∆ (3.26)

Combinando-se as equações acima, obtém-se uma expressão que permite calcular a

capacidade do evaporador a partir da temperatura de entrada do fluído no mesmo e da temperatura

de evaporação, como mostra a Eq. (3.27).

( ) ( )

a p o ea o

a p

2m c UA Q T T

UA 2 m c = −

+ (3.27)

Analogamente ao caso do condensador, pode-se escrever a equação acima considerando-se a

capacidade do evaporador por diferença unitária de temperatura (Fevap), também chamada de fator

de troca de calor do evaporador, o qual, para um dado fator de incrustação do evaporador, também

varia em da vazão do fluído a ser resfriado.

( )oeaevapo TTFQ −= (3.28)

As características típicas de evaporadores para resfriamento de ar e água são mostradas nas

figuras abaixo. Na Figura 3.33.a é mostrada a capacidade frigorífica de um determinado evaporador,

em função da temperatura de evaporação e da temperatura de entrada do ar no evaporador, para

dois valores típicos de velocidade de face. Na Figura 3.33.b, tem-se a capacidade frigorífica de um

resfriador de água, em função da temperatura de evaporação e da temperatura da água que entra no

evaporador, para uma vazão de água de 2,0m kg/s.

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Quando ocorre condensação sobre a superfície da serpentina de resfriamento de ar, a

capacidade das mesmas pode aumentar, tornando-se maior do que aquela dada pela Eq. (3.23).

Alguns fabricantes destes equipamentos fornecem curvas para a correção da capacidade da

serpentina, quando ocorre condensação de vapor de água sobre as mesmas.

(a) (b)

Figura 3.33 – Características típicas de evaporadores para resfriamento de ar e água. 3.4.2 – Classificação dos Evaporadores Quanto ao Sistema de Alimentação.

Quanto ao seu sistema de alimentação, os evaporadores podem ser classificados em:

evaporadores secos e inundados.

Figura 3.34 - Evaporadores de expansão direta

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3.4.2.1 – Evaporadores Secos (ou de Expansão Direta).

Nestes evaporadores o refrigerante entra no evaporador, de forma intermitente, através de uma

válvula de expansão, geralmente do tipo termostática, sendo completamente vaporizado e

superaquecido ao ganhar calor em seu escoamento pelo interior dos tubos (Figura 3.34). Assim, em

uma parte do evaporador existe fluído frigorífico saturado (líquido + vapor) e na outra parte fluído

superaquecido. Estes evaporadores são bastante utilizados com fluídos frigoríficos halogenados,

especialmente em instalações de capacidades não muito elevadas.

A principal desvantagem deste tipo de evaporador está relacionada com o seu, relativamente

baixo, coeficiente global de transferência de calor, resultante da dificuldade de se manter a superfície

dos tubos molhadas com refrigerante e da superfície necessária para promover o superaquecimento.

3.4.2.2 – Evaporadores Inundados.

Nos evaporadores inundados, o líquido, após ser admitido por uma válvula de expansão do tipo

bóia, escoa através dos tubos da serpentina, removendo calor do meio a ser resfriado. Ao receber

calor no evaporador, uma parte do refrigerante evapora, formando um mistura de líquido e vapor, a

qual, ao sair do evaporador, é conduzida até um separador de líquido. Este separador, como o

próprio nome diz, tem a função de separar a fase vapor da fase líquida. O refrigerante no estado de

vapor saturado é aspirado pelo compressor, enquanto o líquido retorna para o evaporador, à medida

que se faz necessário. Como existe líquido em contato com toda a superfície dos tubos, este tipo de

evaporador usa de forma efetiva toda a sua superfície de transferência de calor, resultando em

elevados coeficientes globais de transferência de calor.

Estes evaporadores são muito usados em sistemas frigoríficos que utilizam amônia como

refrigerante, porém seu emprego é limitado em sistemas com refrigerantes halogenados devido à

dificuldade de se promover o retorno do óleo ao cárter do compressor. Exigem grandes quantidades

de refrigerante e também possuem um maior custo inicial.

Os evaporadores inundados podem ser ainda ter sua alimentação classificada em:

Alimentação por gravidade. Nestes sistemas os separadores de líquido, que podem ser individuais, parciais ou único, alimentam por gravidade todos os evaporadores da instalação.

Recirculação de Líquido. Nestes sistemas os evaporadores são alimentados com fluído frigorífico líquido, geralmente por meio de uma bomba, em uma vazão maior que a taxa de

vaporização, portanto o interior destes evaporadores também sempre contém fluído frigorífico líquido

(Figura 3.35). A relação entre a quantidade de refrigerante que entra no evaporador e a quantidade

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de refrigerante que se evaporaria devido à carga aplicada, é conhecida com taxa de recirculação (n).

Alguns valores típicos da taxa de recirculação são mostrados na Tabela 3.3.

evaporadavazão

terefrigerandevazãon = (3.29)

Figura 3.35 – Evaporadores inundados com recirculação de líquido (por bomba).

Tabela 3.3 – Taxas de recirculação típicas.

Fluído Frigorífico - Alimentação Taxa de Recirculação

Amônia -Alimentação por cima e tubos de grande diâmetro 6 a 7 Amônia - Alimentação normal e tubos de pequeno diâmetro 2 a 4 R12, R134a, R502. 2 R22 - Alimentação por cima 3

3.4.3 – Classificação dos Evaporadores Quanto ao Fluído a Resfriar.

Conforme mencionado anteriormente, o evaporador é um dos quatro componentes principais

de um sistema de refrigeração, e tem a finalidade de extrair calor do meio a ser resfriado, isto é,

extrair calor do ar, água ou outras substâncias. Assim, de acordo com a substância ou meio a ser

resfriado, os evaporadores podem ser classificados em:

1. Evaporadores para ar. 2. Evaporadores para líquidos. 3. Evaporadores de contato.

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3.4.3.1 – Evaporadores para o resfriamento de ar

Em um evaporador para resfriamento de ar, o fluído frigorífico ao vaporizar no interior de tubos,

aletados ou não, resfria diretamente o ar que escoa pela superfície externa do trocador de calor. O ar

frio é então utilizado para resfriar os produtos contidos em um câmara, balcão frigorífico, sala

climatizada, etc.

Quanto à circulação do ar, estes evaporadores podem ainda ser classificados em

evaporadores com circulação natural e evaporadores com circulação forçada.

3.4.3.1.1 – Evaporadores com circulação natural do ar (convecção natural)

Os evaporadores com circulação natural do ar podem ser constituídos tanto de tubos lisos

quanto de tubos aletados, tendo sido bastante utilizados em situações onde se desejava baixa

velocidade do ar e elevada umidade relativa no ambiente refrigerado. Com a evolução dos sistemas

de controle e de distribuição do ar nas câmaras frigoríficas, estes evaporadores são atualmente

pouco empregados.

Os coeficientes de transmissão de calor destes evaporadores são baixos, o que exige grandes

áreas de troca de calor. Porém, por questões de limitação doa valores de perda de carga, não devem

ser usados tubos muito longos, o que requer o emprego de tubos paralelos. Quanto ao formato de

como são dobrados os tubos, há bastante variação entre fabricantes, sendo os principais

dobramentos em forma de espiral cilíndrica, trombone, hélice, zig-zag, etc.

Abaixo são fornecidos valores típicos para os coeficientes globais de transferência de calor de

evaporadores com circulação natural de ar:

• Tubos lisos: 14 a 21 W/m2.K • Tubo aletados: 6 a 9 W/m2.K

Quanto aos materiais empregados em sua construção, os evaporadores de circulação natural

podem ser construídos com tubos de cobre, aço ou até mesmo alumínio. E em casos especiais,

quando o meio onde estão instalados é corrosivo, pode ser utilizado aço inoxidável. No caso de

evaporadores aletados, as aletas podem ser de alumínio, cobre ou aço inoxidável, também para

aplicações especiais.

Estes evaporadores devem ser colocados na parte superior da câmara, junto ao teto, e devem

ser instaladas bandejas para a coleta de condensado sob os mesmos, evitando o gotejamento de

água sobre os produtos. Quando, por questões de espaço, não for possível a instalação somente no

teto, podem também ser utilizadas as paredes, desde que os evaporadores sejam montados de

forma a facilitar as correntes de convecção natural do ar no interior da câmara.

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3.4.3.1.2 – Evaporadores com circulação forçada do ar.

Os evaporados com circulação forçada (unit coolers ou frigodifusores), são atualmente o tipo

de evaporador mais utilizado em câmaras frigoríficas, salas de processamento e túneis de

congelamento, sendo constituídos, basicamente, por uma serpentina aletada e ventiladores,

montados em um gabinete compacto.

Quanto à posição do ventilador em relação à serpentina aletada, estes evaporadores podem

ser classificados em:

• Draw-Through (ventilador succionando). Esta configuração permite maio alcance do fluxo de

ar frio, porém o calor dissipado pelo motor do ventilador não é retirado imediatamente.

• Blow-Through (ventilador soprando). Embora o alcance desta configuração seja menor, o

calor dissipado pelo motor do ventilador é retirado do ar imediatamente após a sua

liberação.

Figura 3.36 - Evaporadores com circulação forçada do ar (ventilador soprando)

Um dos artifícios utilizados para melhorar o coeficiente de transmissão de calor de um

evaporador seria o de molhar a sua superfície externa, pela aspersão de um líquido na forma de

spray ou chuva, dando origem aos chamados “evaporadores de superfície úmida (sprayed coil)”.

A aspersão de líquido, além de manter a serpentina sempre limpa, também apresentam as

seguintes finalidades:

• Aumentar a umidade relativa do ambiente, para temperaturas acima de 0 °C. Utiliza-se a

aspersão de água.

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• Eliminar a formação de gelo e, conseqüentemente, e reduzir o tempo e perda de energia no

degelo. Utiliza-se a aspersão de glicol ou salmoura.

Quando não há aspersão de líquido sobre a superfície externa do evaporador, este é dito “de

superfície seca”. Isto não significa que a superfície esteja sempre seca. Na verdade, ela pode estar

molhada com vapor de água condensado, para temperaturas positivas, ou pode ter gelo, para

temperaturas negativas. O que significa é que não existe qualquer aspersão intencional de líquido

sobre o evaporador.

3.4.3.1.3 – Comportamento em função de parâmetros dimensionais e operacionais.

Os principais parâmetros que influenciam o comportamento dos evaporadores para

resfriamento de ar são:

• Área de face (e velocidade de face).

• Quantidade de aletas por unidade de comprimento.

• Profundidade da serpentina, no sentido do ar.

• Temperatura do refrigerante.

• Vazão de ar.

A área de face de um evaporador, que corresponde ao produto da sua altura pela sua largura,

determina a velocidade de face, que por sua vez influencia no coeficiente global de transferência de

calor, na variação de temperatura do ar e na redução da sua umidade. Reduzindo-se a área de face,

aumenta-se a velocidade de face, e o coeficiente global de transferência de calor aumenta até um

determinado valor, a partir do qual não ocorrem mais aumentos significativos. A variação de

temperatura do ar diminui com o aumento da velocidade de face, e a umidade do ar na saída da

serpentina aumenta.

Normalmente são utilizados valores usuais de velocidade de face da ordem de 2,0 a 4,0 m/s.

Para evitar o arraste de gotas de água condensada este valor não deve ser superior 3,0 m/s para

serpentinas simples e 3,5 m/s para serpentinas com eliminadores de gotas.

As aletas, que servem como superfícies secundárias de transferência de calor, tem o efeito de

aumentar a superfície efetiva do evaporador, melhorando a sua eficiência. A fixação das aletas deve

obedecer a técnicas apuradas, para que seja mantido um íntimo contato da aleta com o tubo.

Normalmente as aletas são perfuradas, montadas no tubo, e posteriormente é feita a expansão

mecânica ou hidráulica do tubo.

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O tamanho e o espaçamento das aletas dependem da aplicação para a qual a serpentina foi

projetada e do diâmetro dos tubos. Tubos de pequeno diâmetro requerem aletas pequenas. Para

aplicações em refrigeração industrial, o número de aletas de uma serpentina varia de 4 a 6 aletas por

polegada, para temperaturas acima de 0 °C, e no máximo de 2,5 aletas por polegada, para

temperaturas abaixo de 0 °C. Em serpentinas projetadas para condicionamento de ar, que trabalham

com temperaturas elevadas, este número pode ser de 12 a 15 aletas por polegada.

Aumentando-se o número de aletas por unidade de comprimento, isto é, diminuindo-se o

afastamento entre aletas, aumenta-se a variação de temperatura e a redução de umidade do ar que

atravessa a serpentina.

Outro parâmetro importante é a profundidade da serpentina, a qual é caracterizada pelo

número de fileiras (no de rows) de tubos na direção do escoamento. O no de rows influencia na

remoção de calor latente, e quanto maior este número maior a redução de umidade do ar ao

atravessar a serpentina. O no de rows normalmente varia de 4 a 8, sendo limitado pela temperatura

do refrigerante.

A redução de temperatura e umidade do ar que atravessa a serpentina é função da

temperatura da superfície externa da mesma, a qual, por sua vez, é determinada pela temperatura

do refrigerante. Maiores temperaturas do refrigerante implicarão em maiores temperaturas da

superfície externa da serpentina, o que diminui a variação de temperatura do ar e a redução de

umidade, porém estas variações não ocorrem na mesma proporção que variação da temperatura do

refrigerante. Normalmente a temperatura do refrigerante deve ser de 3 a 8 °C inferior à temperatura

de entrada do ar na serpentina.

O aumento da vazão de ar que atravessa uma dada serpentina aumenta a velocidade de face

E, conforme mencionado acima, a variação de temperatura e a remoção de umidade do ar diminuem

com o aumento da velocidade de face.

Tomando-se como base o que foi exposto acima, quando da seleção de evaporadores para o

resfriamento de ar, devem se observados os seguintes fatores:

1. Temperatura do refrigerante. Geralmente, a diferença entre a temperatura do ambiente a ser

resfriado (câmara) e a temperatura do refrigerante (vide Eq. 3.28), deve obedecer aos

critérios estabelecidos na tabela abaixo, a fim de garantir a correta umidade relativa da

câmara. Obviamente, a diferença entre a temperatura da câmara e a do refrigerante está

diretamente relacionada com o tamanho (área) do evaporador e à quantidade de calor que

deve ser removida. Serpentinas com menores diferenças de temperatura entre o ar e o

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refrigerante, necessitarão de elevada área de troca de calor, as quais são mais caras e

ocupam mais espaço no ambiente refrigerado.

Tabela 3.4 – Diferencial de temperatura de projeto para seleção de evaporadores.

Umidade Relativa [%] 70 a 75 76 a 80 81 a 85 86 a 90 91 a 95

∆T = (Tea – To) [°C] 10,0 a 9,0 9,0 a 8,0 8,0 a 6,5 6,5 a 5,5 5,5 a 4,0

2. Número de Evaporadores. O número adequado de evaporadores deve ser tal que garanta

uma distribuição uniforme do ar frio por toda a área da câmara. Ambientes irregulares ou

muito grandes podem necessitar de mais de um evaporador para garantir uma correta

distribuição do ar.

3. Velocidade do Ar. A velocidade do ar nas câmaras de conservação de produtos não deve

ser superior a 0,5 m/s, para evitar a desidratação excessiva dos produtos.

3.4.3.2 – Evaporadores para o resfriamento de líquidos

Em um evaporador para líquido, este é resfriado até uma determinada temperatura e então

bombeado para equipamentos remotos, tais como serpentinas de câmaras frigoríficas, de fan-coils,

etc, onde será utilizado para o resfriamento de uma outra substância ou meio.

Os principais tipos de evaporadores para líquidos são:

• Carcaça e tubo (Shell and tube).

• Carcaça e serpentina e (Shell and coil).

• Cascata ou Baudelot.

• Evaporadores de Placas.

3.4.3.2.1 – Carcaça e tubo (Shell and tube).

Este tipo de evaporador é um dos mais utilizados na industria de refrigeração para o

resfriamento de líquidos. São fabricados em uma vasta gama de capacidades, podendo ser do tipo

inundado, com alimentação por gravidade, onde o refrigerante evapora por fora dos tubos e o líquido

a resfriar escoa por dentro dos tubos, ou de expansão direta ou de recirculação por bomba, onde o

refrigerante escoa por dentro dos tubos e o líquido a resfriar na parte de fora dos tubos (Figura 3.37).

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Figura 3.37 – Evaporador Carcaça de Tubo (Shell and tube).

São fabricados em chapas calandradas com cabeçotes fundidos, espelhos de aço e tubos de

cobre ou aço, com aletas ou não. Podem conter vários passes (ou passagens) de modo a manter a

velocidade do líquido no interior dos tubos dentro de limites aceitáveis, evitando-se perdas de carga

excessivas. Podem conter ainda chicanas (ou baffles) no espaço entre os tubos e a carcaça, que

ajudam a posicionar os tubos e direcionam o escoamento, para que o líquido escoe

perpendicularmente aos tubos.

3.4.3.2.2 – Carcaça e serpentina (Shell and coil).

Nestes evaporadores o fluído frigorífico escoa por dentro do tubo, que é dobrado em forma de

serpentina, e o líquido circula por fora do mesmo. Pelas dificuldades de limpeza da serpentina, bem

como devido ao baixo coeficiente global de transferência de calor, este tipo de evaporador não é

muito utilizado, se restringindo a instalações com refrigerantes halogenados de pequena capacidade,

ou nos resfriadores intermediários fechados dos sistemas de duplo estágio.

3.4.3.2.3 – Cascata ou Baudelot.

Estes evaporadores são utilizados para o resfriamento de líquidos, normalmente água para

processo, até uma temperatura em torno de 0,5 °C acima do seu ponto de congelamento. E são

projetados de forma que não sejam danificados se houver congelamento do líquido.

Os modelos mais antigos destes evaporadores eram constituídos de uma série de tubos,

montados uns por cima dos outros, sobre os quais o líquido a resfriar escorre, numa fina película,

sendo que o refrigerante circula por dentro deles. Os modelos mais recentes utilizam chapas

estampadas e corrugadas de aço inoxidável, com as ondulações servindo de passagem para o

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refrigerante. A superfície contínua permite melhor controle da distribuição do líquido e o aço

inoxidável oferece uma superfície higiênica e de fácil limpeza.

Estes evaporadores também são muito utilizados na industria de bebidas (cervejarias), bem

como para o resfriamento de leite.

3.4.3.2.4 – Evaporadores de Placas.

Da mesma forma que no caso dos condensadores, este tipo de evaporador está sendo

utilizado cada vez mais, devido ao seu elevado coeficiente de transmissão de calor. Pode ser usado

com alimentação por gravidade, recirculação por bomba, o por expansão direta (válvulas

termostáticas).

Estes evaporadores são construídos a partir de lâminas planas de metal interligadas por curvas

de tubo soldadas a placas contíguas. Pode ser feita também de placas rebaixadas ou ranhuras e

soldadas entre si, de modo que as ranhuras formem uma trajetória determinada ao fluxo do

refrigerante.

3.4.3.3 – Evaporadores de contato.

Os evaporadores de contato formam um caso particular dos evaporadores de placas, sendo

muito utilizados para o congelamento de produtos sólidos, pastosos ou líquidos. Atualmente são

construídos em chapas de alumínio (liga especial), porém no passado foram utilizados

principalmente o cobre e o aço. A sua alimentação pode ser por gravidade, recirculação por bomba

ou expansão direta.

São mais comumente utilizadas como serpentinas de prateleiras em congeladores. O

refrigerante circula através dos canais e o produto a congelar é colocado entre as placas. Esse tipo

de evaporador pode ainda ser produzido pelo sistema Roll-Bond, onde são tomadas duas chapas de

alumínio, e sobre as quais são impressos canais em grafite com o formato desejado. Faz-se então a

união das chapas por caldeamento a 500ºC (o caldeamento não ocorre nos pontos onde há grafite).

Por último os canais são expandidos sob uma pressão de até 150 bar, retirando o grafite e deixando

o formato dos canais.

A seguir são mostrados alguns valores típicos do coeficiente global de transmissão de calor

(U), dos evaporadores discutidos acima:

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Tabela 3.5 – Coeficientes globais de transmissão de calor de alguns evaporadores para líquidos Tipo de Evaporador U (kcal/m²hºC)

Shell and tube inundado 244 – 732

Shell and tube inundado para salmoura 146 a 488

Shell and tube seco, com refrigerante halogenado nos tubos e água na carcaça 244 a 561

Baudelot inundado, para água 488 a 976

Baudelot seco, para água 292 a 732

Shell and coil 48 a 122

Evaporador de placas, para água 2100 a 3800

O exemplo abaixo mostra o efeito da seleção de diferentes evaporadores para atender uma

capacidade fixa, trabalhando na mesma temperatura de condensação, a qual representa uma

condição média típica de operação. Para se efetuar uma análise mais detalhada dos custos

associados à operação do sistema deve ser uma faixa típica de temperaturas ambiente, e não

somente um valor fixo.

Exemplo. Dados do sistema: Finalidade: armazenamento de alimentos congelados.

Temp. da câmara: -23 °C

Carga térmica: 100 kW (28,5 TR)

Tempo de operação: 8000 h/ano

Tem. de condensação: 35 °C (mantida constante)

Custo da eletricidade: 0,1423 R$/kWh (valor médio)

Área do

Evaporador Temperatura de

Evaporação COP Custo

Evaporador Custo

Operação Capacidade do

Compressor m2 °C - R$ R$ m3/h 625 -28 2,1 40950,00 54196,92 298,8 436 -31 2,0 33033,00 56906,76 324,0 335 -33 1,8 28119,00 63229,74 370,8 272 -37 1,7 24843,00 66949,13 421,2 229 -40 1,6 22386,00 71133,45 496,8

Tomando-se como base o evaporador de 335 m2, sem considerar aspectos relacionados com a

perda de peso do produto por desumidificação e a redução de capacidade co compressor, ter-se-ia

um payback simples de 1,4 e 0,8 ano para os evaporadores de 625 e 436 m2, respectivamente.

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3.5 – Dispositivos de Expansão.

Em um sistema de refrigeração, o dispositivo de expansão têm a função de reduzir a pressão

do refrigerante desde a pressão de condensação até a pressão de vaporização. Ao mesmo tempo,

este dispositivo deve regular a vazão de refrigerante que chega ao evaporador, de modo a satisfazer

a carga térmica aplicada ao mesmo. Neste item serão considerados alguns dos principias de tipos de

dispositivos de expansão, entre eles: válvula de expansão termostática, válvulas de expansão

eletrônicas, válvulas de bóia

3.5.1 – Válvula de Expansão Termostática

Devido a sua alta eficiência e sua pronta adaptação a qualquer tipo de aplicação, as válvulas

de expansão termostática (VET) são o dispositivo de expansão mais utilizados em sistemas

refrigeração de expansão direta. Estas válvulas regulam o fluxo de refrigerante que chega ao

evaporador de forma a manter um certo grau de superaquecimento do vapor que deixa o mesmo.

Figura 3.38 – Válvula de expansão termostática (equalização interna).

A Figura 3.38 mostra o esquema de uma válvula de expansão termostática, conectada a uma

serpentina de expansão direta. Estas válvulas são constituídas de corpo, mola, diafragma, parafuso

de ajuste e bulbo sensível. O bulbo, que contém em seu interior fluído frigorífico saturado do mesmo

tipo que o utilizado no sistema frigorífico, é conectado com a parte superior do diafragma através de

um tubo capilar e deve ser posicionado em contato com a tubulação de saída do evaporador, bem

próximo a este. A saída da VET é conectada com a tubulação de entrada do evaporador e, caso este

seja de múltiplos circuitos, deve-se utilizar um distribuidor de líquido.

Quando o refrigerante passa através do orifício da válvula a sua pressão é reduzida até a

pressão de vaporização. O refrigerante líquido escoa através do distribuidor e dos tubos do

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evaporador, se vaporizando a medida que recebe calor. Em uma determinada posição ao longo do

comprimento dos tubos, todo o refrigerante líquido já se vaporizou e, a partir deste ponto, qualquer

fluxo adicional de calor provocará um aumento da temperatura do refrigerante. Assim, quando o

refrigerante alcança a saída do evaporador ele apresenta um pequeno grau de superaquecimento,

com relação à temperatura de saturação, para a pressão de vaporização.

Se a carga térmica aumenta, mais refrigerante se vaporiza. Conseqüentemente a posição do

ponto onde termina a vaporização do refrigerante se move em direção à entrada do evaporador. Isto

causa aumento do superaquecimento do refrigerante, o que está associado a um aumento de

temperatura na região onde está instalado o bulbo da válvula. Como dentro do bulbo existe

refrigerante saturado, este aumento de temperatura provoca um aumento de pressão no interior do

mesmo e na parte superior do diafragma, o que move a agulha obturadora para baixo, abrindo a

válvula e aumentando a vazão de refrigerante. Assim, mais líquido entra no evaporador de forma a

satisfazer a carga térmica.

Se ocorrer diminuição da carga térmica, o superaquecimento do refrigerante na saída do

evaporador tende a diminuir, o que provoca o fechamento da válvula, diminuição da vazão de fluído

frigorífico e aumento da diferença de pressão entre entrada e saída da válvula.

O grau de superaquecimento pode ser ajustado pela variação da tensão impressa à mola da

válvula. Maiores tensões na mola, exigirão maiores pressões no bulbo para a abertura da válvula o

que implica em maiores superaquecimentos.

A Figura 3.39 mostra uma curva onde se tem a capacidade de uma VET em função do

superaquecimento. Nesta figura, ∆TSS representa o superaquecimento estático, quando a válvula está

fechada e sem carga. O superaquecimento estático não gera pressão suficiente para abrir a válvula a

a partir da sua posição de completamente fechada. Geralmente o superaquecimento estático varia

de 2,0 a 4,5 °C.

O superaquecimento de abertura é designado por ∆TO, e representa o superaquecimento

necessário para levar a válvula da posição completamente fechada, até a posição completamente

aberta, correspondendo à carga máxima de projeto do evaporador. O superaquecimento de abertura

varia de 3,5 a 4,5°C. O superaquecimento de operação que é designado por ∆TOP, representa o

superaquecimento em que se está operando, para atender a uma determinada capacidade frigorífica.

O termo ∆TRL, que corresponde à soma ∆TSS com ∆TO, representa o superaquecimento fixado para a

operação da válvula a carga fornecida pelo fabricante da válvula em seus catálogos, e seu valor varia

entre 5,5 and 11,0 °C.

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Um superaquecimento excessivo (> 11 °C), significa grande parte da superfície da serpentina

está sendo utilizado para superaquecer o refrigerante, o que diminui a sua capacidade e eficiência.

Um superaquecimento muito baixo pode ser perigoso, pois há o risco da sucção de líquido pelo

compressor.

Figura 3.39 – Variação da capacidade de uma VET em função do superaquecimento.

Uma VET de equalização externa possui uma tubulação de pequeno diâmetro que conecta a

câmara localizada abaixo do diafragma com a saída do evaporador. Assim a pressão reinante

embaixo do diafragma é a mesma da saída do evaporador. As serpentinas de expansão direta,

principalmente aquelas alimentadas por distribuidores de líquido, apresentam perda de carga

considerável, portanto as válvulas de expansão utilizadas com serpentinas de expansão direta são

geralmente do tipo equalização externa.

Considere como exemplo uma serpentina de expansão direta utilizando R22 como refrigerante.

A temperatura de evaporação na entrada do evaporador é de 7,0 °C, o que corresponde a uma

pressão de saturação de 6,2 bar. Se a perda de carga do evaporador é de 0,6 bar, a pressão na

saída do mesmo será de 5,6 bar, que corresponde a uma temperatura de saturação de 3,7 °C.

Utilizando-se uma válvula de expansão termostática de equalização interna, para a qual a

tensão da mola foi ajustada em 1,2 bar, a pressão no bulbo será de 7,4 bar (6,2 + 1,2 bar), o que

corresponde a uma temperatura de saturação de aproximadamente 13 °C. Neste caso o

superaquecimento do fluído na saída do evaporador será de 9,3 °C (13 – 3,7 °C).

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Se uma válvula de expansão termostática de equalização externa é usada junto com a

serpentina acima, com a mesma tensão na mola, a pressão no bulbo será de 6,8 bar (5,6 + 1,2 bar).

A esta pressão corresponde uma temperatura de saturação de 10°C, portanto, o superaquecimento

será de 6,3 °C (10- 3,7 °C).

Figura 3.40 – Válvula de expansão termostática de equalização externa.

Figura 3.41 – Válvula de expansão termostática com carga limitada.

Quando o bulbo da válvula contém refrigerante do mesmo tipo que o utilizado no sistema

frigorífico, ao qual a mesma está acoplada, diz-se que a válvula é de carga normal. Se a quantidade

de líquido do bulbo é limitada, diz que a válvula é carga limitada. Para este caso, todo o líquido se

evapora a uma determinada temperatura, como mostra a Figura 3.41. Qualquer aumento da

temperatura acima deste ponto, resulta somente em um pequeno aumento de pressão no diafragma,

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pois todo o vapor está superaquecido. Assim limita-se a pressão máxima de operação do

evaporador, e conseqüentemente a temperatura, evitando-se sobrecargas no motor do compressor.

Se o tipo de refrigerante do bulbo da válvula é diferente daquele utilizado na instalação, diz-se

que a válvula é de carga cruzada. O objetivo principal destas válvulas é manter um grau de

superaquecimento aproximadamente constante para toda a gama de temperaturas de evaporação do

sistema frigorífico, o que pode não acontecer para as VET de carga normal.

A Figura 3.42.a mostra uma curva da pressão no bulbo em função da temperatura para uma

VET de carga normal. Para um valor constante da tensão da mola, o valor da diferença entre a

pressão no bulbo e a pressão de evaporação (∆PM = PB – PO) é constante. Assim, para diferentes

temperaturas de evaporação, a diferença entre a temperatura do bulbo e a temperatura do

refrigerante na saída do evaporador (∆TB = TB – TSE) varia. No caso das VET de carga cruzada

(Figura 3.42.b) o valor de ∆TB é aproximadamente constante, o que previne a aspiração de líquido

pelo compressor em condições de elevada temperatura de evaporação.

Figura 3.42 – Características das VET. Carga normal (a) e carga cruzada (b)

Em algumas situações, podem ocorrer instabilidades na operação da VET, resultando em

ciclos de superalimentação e subalimentação do evaporador, sendo este fenômeno conhecido como

hunting da válvula. O hunting causa flutuações de pressão e temperatura e pode reduzir a

capacidade do sistema frigorífico.

O intervalo de tempo necessário para o escoamento do refrigerante desde a entrada do

evaporador até o ponto onde está instalado o bulbo pode levar, em determinadas condições, a uma

abertura excessiva da válvula, o que alimenta o evaporador com um excesso de refrigerante líquido.

Algumas gotas deste líquido podem ser transportadas até a saída do evaporador, resfriando

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rapidamente a parede do tubo onde está instalado o bulbo, e reduzindo subitamente a alimentação

de refrigerante pela válvula, a qual passa a operar em ciclos rápidos de superalimentação e

subalimentação, isto é, em hunting.

O hunting de uma válvula de expansão termostática é determinado pelos seguintes fatores:

• Tamanho da Válvula. Uma válvula superdimensionada pode levar ao hunting.

• Grau de Superaquecimento. Quanto menor o grau de superaquecimento, maior as chances

da válvula entrar em hunting.

• Carga do bulbo. Válvulas de carga cruzada são menos susceptíveis ao hunting.

• Posição do bulbo. A correta seleção da posição do bulbo freqüentemente minimize o

hunting. O bulbo deve ser instalado na parte lateral (a 45º) de uma secção horizontal da

tubulação, localizada imediatamente na saída do evaporador.

A Figura 3.43 mostra a variação da capacidade frigorífica de uma válvula de expansão

termostática típica, em função da temperatura de vaporização e condensação. Os fabricantes de

válvulas de expansão normalmente fornecem a capacidade frigorífica da válvula em função da

diferença de pressão, sob a qual a válvula deve operar, e da temperatura de vaporização, como

mostrado na Figura 3.44.

Figura 3.43 - Capacidade frigorífica da válvula de uma VET.

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Figura 3.44 - Capacidade frigorífica de uma dada válvula de expansão termostática.

Além dos parâmetros mencionados acima o fabricante fornece, em geral, uma tabela de

correção para diferentes valores de temperatura de condensação, como mostrado na Figura 3.45.

Figura 3.45 – Capacidade frigorífica da dada válvula de expansão termostática.

3.5.2 – Válvulas de Expansão Eletrônicas

As válvulas de expansão elétricas, ou mais precisamente as eletrônicas ou microprocessados,

são capazes de promover um controle mais preciso e eficiente do fluxo de refrigerante, resultando

em economia de energia. Atualmente, existem três tipos básicos de válvulas de expansão elétricas:

as acionadas por motores de passo, as de pulsos de largura modulada e as analógicas.

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Os motores de passo podem ser eletronicamente controlados, de forma que se pode obter

rotação contínua do seu eixo nas duas direções. Além disto, eles podem ser ter o seu eixo

movimentado de forma discreta, em frações da sua rotação. Utilizando um acoplamento por

engrenagens e cremalheiras, o movimento de rotação destes motores pode ser facialmente

transformado em movimento de translação, o que permite executar movimentos de abertura e

fechamento das válvulas de expansão. Dolin (1997) afirma que determinados modelos de válvulas de

expansão eletrônica, acionadas por motor de passo, podem ter até 1532 passos para um curso de

apenas 3.2 mm. Utilizados em um sistema com R22, estas válvulas permitirão variar a vazão

mássica de refrigerante de 0.001 kg /min, ou a capacidade em 0.88 W, a cada passo.

No caso do controle por pulsos de largura modulada são utilizadas válvulas solenóides para

controlar a vazão. Como se sabe as válvulas solenóide operam de forma on/off, isto é, elas podem

estar completamente abertas ou completamente fechadas. No entanto, pode-se controlar a vazão de

refrigerante com estas válvulas alterando-se o seu tempo, largura do pulso, ou duração de abertura.

Por exemplo, se uma válvula com largura de pulso modulada opera com 5 pulsos por segundo, e se

a vazão deve ser reduzida para 40% da nominal, a válvula deverá ficar aberta por e segundos e

fechada por 5 segundos.

O fechamento repentino da válvula pode causar golpes de líquido na linha de refrigerante que

alimenta a válvula, gerando vibração excessiva. A introdução de um amortecimento, onde o

refrigerante líquido é forçado acima ou debaixo do êmbolo da válvula, por uma pequena passagem

pode ser uma forma efetiva de reduzir a velocidade de abertura e fechamento.

Ao invés de abrir ou fechar completamente a válvula, pode-se utilizar uma válvula analógica e

variar a intensidade do campo magnético aplicado à sua bobina, de forma que a agulha da válvula

(ou êmbolo) pare em várias posições intermediárias. Uma vez que o circuito de acionamento destas

válvulas é mais complicado do que o necessário para se gerar o sinal digital requerido para o

controle dos motores de passo e para modulação de pulsos, necessários aos outros dois tipos de

válvulas, a eficiência das válvulas analógicas não é tão boa quanto a dos outros dois modelos.

Comparadas com as válvulas de expansão termostática, as principais vantagens das válvulas

eletrônicas são:

• Promovem um controle mais preciso da temperatura.

• Promovem um controle consistente do superaquecimento, mesmo em condições de pressão

variável.

• São capazes do operar com menores pressões de condensação. Isto é especialmente

importante quando se tem baixa temperatura ambiente.

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• Podem resultar em economia de energia de 10% (ou mais).

Entre os três tipos de válvulas citados, as acionados por motores de passo são as que têm

melhor eficiência e promovem o controle mais preciso.

O sinal para controle das válvulas eletrônicas pode ser gerado a partir de um termistor,

instalado na saída do evaporador, e que pode detectar a presença de refrigerante líquido. Quando

não ocorre a presença de líquido, a temperatura do termistor se eleva, o que reduz sua resistência

elétrica, esta variação de resistência pode ser analisada por um circuito, que enviará o sinal digital

para posicionamento da agulha da válvula.

3.5.3 – Válvulas de Bóia.

A válvula de bóia é um tipo de válvula de expansão que mantém constante o nível de líquido

em um recipiente, diretamente no evaporador ou nos separadores de líquido. Existem dois tipos de

válvulas de bóia para sistemas de refrigeração: as de alta pressão e as de baixa pressão.

As válvulas de bóia de alta pressão controlam de forma indireta a vazão de refrigerante que vai

ao evaporador, mantendo constante o nível de líquido em uma câmara de alta pressão. A Figura 3.46

mostra o esquema de uma válvula de bóia de alta pressão. A agulha obturadora da válvula está

conectada com o flutuador, de forma que qualquer elevação do nível da câmara abrirá a válvula,

permitindo a passagem de refrigerante para o evaporador.

Figura 3.46 – Válvula de bóia de alta pressão.

Como a câmara de alta pressão comporta somente uma pequena quantidade de refrigerante, a

maior parte do líquido é armazenado no evaporador. Assim, o controle da carga de refrigerante é

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essencial. Cargas excessivas podem levar à aspiração de líquido pelo compressor, enquanto a falta

de fluído pode reduzir a capacidade do sistema.

As válvulas de bóia de baixa pressão (Figura 3.47) controlam a alimentação de refrigerante de

forma a manter um nível de líquido constante no evaporador. Quando cai o nível de líquido no

evaporador o flutuador se move para baixo, abrindo a válvula e injetando mais refrigerante no

mesmo. Em sistemas de pequena capacidade, o flutuador é colocado diretamente dentro do

evaporador, em lugar de se usar uma câmara separada. A operação das válvulas de bóia de baixa

pressão pode ser de forma contínua ou intermitente, o controle da carga de refrigerante não é tão

crítico quanto no caso das válvulas de alta pressão.

Em evaporadores com altas taxas de evaporação, a formação de bolhas de vapor pode elevar

o nível de refrigerante durante a operação, criando um “falso” nível. Assim, o flutuador deve ser

colocado em uma posição adequada, para o correto controle do nível. Em grandes instalações

empregam-se válvulas de bóia combinadas com solenóides, as quais são acionadas pelo flutuador

da válvula de bóia.

As válvulas de bóia de alta pressão podem ser utilizadas em sistemas de expansão seca ou

em evaporadores inundados, e as válvulas de baixa pressão são freqüentemente utilizadas com

evaporadores ou serpentinas inundadas.

Figura 3.47 - Válvula de bóia de baixa pressão.

3.5.4 – Válvula de Expansão de Pressão Constante

A válvula de expansão de pressão constante, mantém umapressão constante na sua saída, inundando mais ou menos o evaporador, em função das mudanças de carga térmica do sistema. A

pressão constante, característica da válvula, resulta da interação de duas forças opostas: pressão do

fluido frigorífico no evaporador e da pressão de mola, como mostrado na Figura 3.48. A pressão do

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fluido frigorífico exercida sobre um lado do diafragma age para mover a agulha na direção de

fechamento do orifício da válvula, enquanto a pressão de mola, agindo sobre o lado oposto do

diafragma, move a agulha da válvula na direção de abertura do orifício.

É importante observar que as características de operação da válvula de expansão de pressão

constante são tais que esta fechará suavemente quando o compressor é desligado e permanecerá

fechada até que o compressor volte a ser ligado. Por questões ligadas ao seu princípio de operação,

as válvulas de expansão de pressão constante se adaptam melhor a aplicações onde a carga

térmica é aproximadamente constante, por conseguinte, elas têm de uso limitado.

Sua utilidade principal é em aplicações onde a temperatura de vaporização deve ser mantida

constante, em um determinado valor, para controlar a umidade em câmaras frigoríficas ou evitar o

congelamento em resfriadores de água. Elas também podem ser vantajosas quando é necessário

proteção contra sobrecarga do compressor. A principal desvantagem deste tipo de válvula é sua

eficiência relativamente baixa, quando comparada com os outros tipos de controle de fluxo,

especialmente em condições de carga térmica variável.

Figura 3.48 - Válvula de expansão de pressão constante.

3.5.5 – Tubos Capilares.

Nos sistemas de pequena capacidade (geladeiras, aparelhos de ar condicionado de janela,

freezers, etc.) o dispositivo de expansão mais utilizado é o tubo capilar, o qual nada mais é que um

tubo de pequeno diâmetro, com determinado comprimento, que conecta a saída do condensador

com a entrada do evaporador.

O diâmetro interno de tubos capilares (Di) varia de 0,5 a 2,0 milímetros, com comprimentos (L)

desde 1,0 até 6,0 metros. Para refrigerantes halogenados os capilares geralmente são de cobre Nos

últimos anos, observa-se uma tendência da utilização de capilares mais curtos, onde a relação L/Di é

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da ordem de 3 a 20. Estes capilares mais curtos têm sido fabricados de latão ou outras ligas a base

de cobre.

Quando se utiliza tubo capilar em um sistema de refrigeração, devem ser tomados cuidados

adicionais com a instalação. A presença de umidade, resíduos sólidos ou o estrangulamento do

componente por dobramento, poderão ocasionar obstrução parcial ou total na passagem do

refrigerante através do capilar, prejudicando o desempenho do equipamento. Também pode ser

utilizado um filtro de tela metálica antes do capilar, o qual tem a função de reter impurezas e

materiais estranhos, evitando o entupimento do mesmo.

O tubo capilar difere de outros dispositivos de expansão também pelo fato de não obstruir o

fluxo de refrigerante para o evaporador quando o sistema está desligado. Quando o compressor é

desligado, ocorre equalização entre as pressões dos lados alto e baixo através do tubo capilar, e o

líquido residual do condensador passa para o evaporador. Estando este líquido residual à

temperatura de condensação, se a sua quantidade for demasiadamente grande provocar-se-á o

degelo do evaporador e/ou ciclagem curta do compressor. Além disso, há ainda o risco de que, ao se

ligar o compressor, algum líquido passe do evaporador para o compressor.

Por estas razões, a carga de refrigerante em um sistema que usa tubo capilar é crítica, não

sendo empregado nenhum tanque coletor entre o condensador e o tubo capilar. A carga de

refrigerante deve ser a mínima possível para satisfazer os requisitos do evaporador e ao mesmo

tempo manter uma vedação, com refrigerante líquido, da entrada do tubo capilar no condensador.

Qualquer refrigerante em excesso somente irá estagnar-se no condensador com as seguintes

conseqüências:

• Durante a operação, haverá uma elevação da pressão de condensação, reduzindo-se assim

a eficiência do sistema.

• Haverá também uma tendência a uma maior vazão de refrigerante através do capilar, com

uma conseqüente variação da capacidade frigorífica.

• Pode haver sobrecarga do motor do compressor

• Durante o tempo em que o sistema está desligado, todo o líquido excedente passará do

condensador para o evaporador com as conseqüências já vistas acima.

Devido à carga crítica de refrigerante, um tubo capilar nunca deve ser empregado em conjunto

com um compressor do tipo aberto. As fugas de refrigerante ao redor da vedação do eixo poderiam

tornar o sistema inoperante dentro de um curto espaço de tempo. O uso de tubos capilares em

sistemas divididos, onde o compressor está localizado a uma certa distância do evaporador, também

deve ser evitado, pois são difíceis de se carregar com exatidão, as longas linhas de sucção e de

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líquido requerem uma grande carga de refrigerante, o qual se concentraria no evaporador quando o

sistema estivesse desligado.

Com relação aos condensadores projetados para operar com tubos capilares, devem ser

observados os seguintes requisitos:

• O líquido deve ser capaz de fluir livremente para o evaporador durante quando o sistema

está desligado. Caso contrário, haverá vaporização do líquido no condensador e

condensação no evaporador, acelerando ainda mais o degelo.

• Os tubos devem ter o menor diâmetro possível de modo a se conseguir uma pressão de

condensação adequada com uma quantidade mínima de refrigerante.

Com relação ao evaporador, deve-se prever um dispositivo para acúmulo de líquido na sua

descarga a fim de evitar que este passe para o compressor durante a partida. O líquido se vaporiza

no acumulador e chega ao compressor somente sob a forma de vapor. A troca de calor entre o tubo

capilar e a linha de sucção do compressor garante um maior subresfriamento do líquido e minimiza a

formação de vapor no interior do capilar. Assim, previne-se a redução da vazão de refrigerante.

Vantagens dos Tubos Capilares:

• Simplicidade (não apresentam partes móveis).

• Baixo custo.

• Permitem a equalização das pressões do sistema durante as paradas (motor de

acionamento do compressor pode ser de baixo torque de partida).

• Redução da quantidade e custo do refrigerante e eliminação da necessidade de um tanque

coletor.

Desvantagens dos Tubos Capilares

• Impossibilidade de regulagem para satisfazer distintas condições de carga.

• Risco de obstrução por matéria estranha.

• Exigência de uma carga de refrigerante dentro de limites estreitos.

• Redução da eficiência operacional para qualquer variação da carga térmica ou da

temperatura de condensação.

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3.6 – Torre de Resfriamento

3.6.1 – Introdução

Em muitos sistemas de refrigeração, ar condicionado e processos industriais, gera-se calor que

deve ser extraído e dissipado. Geralmente utiliza-se água como elemento de resfriamento.

Se existe água disponível em quantidade suficiente e temperatura adequada, sem problemas

econômicos ou ecológicos, basta utilizá-la de maneira contínua retirando, por exemplo, de um rio. Se

esta solução não for possível ou for inviável economicamente ou ecologicamente, o procedimento

mais comum é empregar uma torre de resfriamento que permite através da evaporação de uma

pequena quantidade de água, transmitir calor para o ar de forma que água possa ser empregada

novamente para resfriamento, devendo-se repor ao circuito apenas a parte de água perdida por

evaporação. Assim, uma torre de resfriamento é uma instalação para resfriamento de água através

do contato com o ar atmosférico, como mostra a Figura 3.49.

Figura 3.49: Instalação com torre de resfriamento.

3.6.2 – Tipos de Torres de Resfriamento

Os métodos para expor a água à corrente de ar são numerosos, tendo cada um suas

vantagens específicas que devem ser consideradas de acordo com a aplicação e o rendimento

requeridos em cada caso.

Uma primeira classificação pode ser feita em função da forma com que a água é distribuída

para se obter um bom contato com o ar ascendente. Existem dois métodos básicos: estender a água

em finas camadas sobre superfícies ou produzir gotas através do choque da água em sua queda

como mostra a Figura 3.50.

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Figura 3.50: Sistemas de distribuição de água.

Uma segunda classificação é a que se baseia no fluxo relativo entre as correntes de água e ar

(Figura 3.51). De acordo com esse critério tem-se:

• Torres de fluxo em contracorrente;

• Torres de fluxo cruzado.

Figura 3.51: Relação entre os fluxos de água e ar

Comparação entre ambos sistemas:

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• Nas torres de fluxo em contracorrente a água mais fria entra em contato com o ar mais

seco alcançando a máxima eficiência;

• Nas torres de fluxo cruzado o acesso aos elementos mecânicos e ao sistema de

distribuição é mais fácil;

• Nas torres de fluxo cruzado a entrada de ar pode abranger toda a altura da torre, tendo

como conseqüência torres mais baixas, reduzindo assim a potência de bombeamento;

• Nas torres de fluxo em contracorrente existe menor risco de recirculação de ar.

A classificação mais difundida e de maior importância na avaliação de torres de resfriamento é

aquela baseada na forma de movimentação do ar através da mesma. De acordo com essa

classificação têm-se quatro tipos de torres:

• Torres atmosféricas;

• Torres de tiragem natural;

• Torres de tiragem natural auxiliada;

• Torres de tiragem mecânica forçada ou induzida.

3.6.3 – Torres atmosféricas

Nesse tipo de torre a água cai em fluxo cruzado em relação ao movimento horizontal do ar,

produzindo certo efeito de contracorrente devido as correntes de convecção produzidas pela água

quente. O movimento do ar depende principalmente do vento.

Principais características:

• Alto tempo de vida com baixo os custos de manutenção;

• Não se produz recirculação do ar utilizado;

• A torre precisa ser localizada num espaço amplo;

• Devido a sua altura é preciso uma ancoragem segura contra o vento;

• A torre deve ser orientada na direção dos ventos dominantes;

• A temperatura da água varia com a direção e a velocidade do vento;

• Não é possível atingir uma pequena temperatura de aproximação;

• O custo é quase tão alto quanto o de uma torre com elementos mecânicos

Em relação a esse tipo de torre, pode-se distinguir entre as que não possuem enchimento e as

que possuem enchimento de respingo (Figura 3.52). Estas últimas possuem um comportamento

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muito melhor que as anteriores, porém, em qualquer caso, as torres atmosféricas estão

ultrapassadas e constituem uma mínima parte das torres existentes.

Figura 3.52: Torres atmosféricas.

3.6.4 – Torres de Tiragem Mecânica

A utilização de ventiladores para mover o ar através da torre proporciona um controle total da

entrada de ar. As suas principais características são:

• Compactas, necessitam de pouca superfície;

• Controle fino da temperatura da água fria;

• Menor altura de bombeamento;

• A orientação da torre não é determinada pelos ventos dominantes;

• Com um enchimento eficiente é possível atingir temperaturas de aproximação de 1 a 2oC,

apesar de que é preferível manter-se entre 3 a 4oC

• As falhas mecânicas reduzem bastante a confiabilidade;

• A potência de ventilação pode ser importante, aumentando os gastos de operação;

• A recirculação do ar usado deve ser evitada, pois a eficiência é afetada;

• Os custos de operação e manutenção são maiores que os das torres de tiragem natural;

• Os ruídos e vibrações produzidos pelos ventiladores podem constituir um problema,

dependendo da localização.

3.6.4.1 – Torres de tiragem mecânica forçada

São torres nas quais os ventiladores são posicionados na entrada de ar, de tal forma que

forçam o ar através do enchimento (Figura 3.53). As suas principais características são:

• O equipamento mecânico se encontra no nível do solo;

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• É mais eficiente que a corrente induzida (apresentada a seguir), já que a velocidade da

corrente de ar é convertida em pressão estática, realizando um trabalho útil, além disso, o

ventilador trabalha com ar frio com densidade maior que no caso da tiragem induzida;

• Os equipamentos mecânicos se encontram situados em uma corrente de ar relativamente

seca e são de fácil acesso para manutenção

• O tamanho do ventilador é limitado, necessitando de um grande número de ventiladores

pequenos e de maior velocidade, comparado com uma instalação de tiragem induzida.

Conseqüentemente, o nível de ruído é maior;

• Existe tendência de formação de gelo nos ventiladores durante as épocas frias com

conseqüente obstrução da entrada de ar;

• Alguns tipos apresentam problemas de recirculação de ar usado em direção a zona de

baixa pressão criada pelo ventilador na entrada de ar, especialmente quando a velocidade

de saída do ar é baixa.

Figura 3.53: Torre de tiragem forçada.

3.6.4.2 – Torres de tiragem mecânica induzida

São torres nas quais os ventiladores são posicionados na saída de ar, geralmente na parte

superior da torre (Figura 3.54). As suas principais características são:

• É possível instalar grandes ventiladores, de forma que podem ser mantidas velocidades e

níveis de ruído baixos;

• O ar entra a uma velocidade considerável, podendo arrastar consigo corpos estranhos.

Podem ser instalados filtros de ar;

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• Devido às altas velocidades de saída do ar, os problemas de recirculação são bastante

reduzidos;

• Tendência a produzir vibrações devido a montagem do ventilador sobre a estrutura;

• Os elementos mecânicos são de difícil acesso e encontram-se submergidos em uma

corrente de ar úmido e quente;

• Menor superfície ocupada que o sistema mecânico forçado, devido a ausência de

ventiladores ao redor da torre.

Figura 3.54: Torre de tiragem induzida.

3.6.5 – Descrição dos sistemas vinculados a utilização de energia

3.6.5.1 – Sistema de Distribuição de Água

Os sistemas de distribuição de água são classificados como:

• Por gravidade;

• Por pressão.

O sistema por gravidade é utilizado quase sempre com torres de fluxo cruzado, enquanto que

em torres de contracorrente geralmente é utilizado o sistema por pressão.

Sistema por gravidade (Figura 3.55)

Sua principal vantagem consiste na pequena altura de bombeamento requerido, a qual conduz

a baixos custos de operação. A regulagem da vazão de água por célula, necessária para atingir a

máxima eficiência, é feita mediante a simples inspeção visual e a conseguinte variação do nível de

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água na bandeja. A manutenção das bandejas abertas não oferece problemas e pode ser realizada

inclusive com a torre em operação.

Raramente se utiliza este sistema para torres com fluxo em contracorrente, devido às

dificuldades de projeto ae ajuste da distribuição de água. Ocorre interferência com o fluxo de ar.

Figura 3.55: Sistema de distribuição por gravidade.

Sistema Por Pressão

A maior parte das torres com fluxo em contracorrente se encontram equipadas com sistemas

de pulverização por pressão com os bicos voltados para baixo. Este sistema atua não só como

distribuidor de água como também contribui diretamente com o rendimento da torre.

Os problemas associados com esse tipo de sistema são principalmente de manutenção e

regulagem do fluxo de água. A sujeira acumulada nos ramais e nos pulverizadores é de difícil

limpeza, além disso, estes se encontram posicionados abaixo dos eliminadores de gotas. Existe

ainda o problema de se igualar a vazão nas diferentes células, que é um requisito imprescindível

para se conseguir o funcionamento adequado da torre.

A Figura 3.56 apresenta um sistema por pressão com distribuição através de tubulação fixa,

enquanto a Figura 3.57 apresenta um sistema por pressão rotativo.

O primeiro é constituído por um coletor central, do qual parte uma série de ramais laterais,

eqüidistantes e simétricos, de tal forma que a rede formada cobre a superfície da torre, repartindo a

vazão de água de forma homogênea. A velocidade da água nos ramais oscilam entre 1,5 e 2,0 m/s.

Os distribuidores rotativos possuem um coletor vertical central com braços horizontais que

cobrem diametralmente a planta da torre, que deve necessariamente ser circular. O movimento do

braço é produzido devido a uma força de reação ao movimento de saída da água sob pressão

através dos pulverizadores, que formam um determinado ângulo com a vertical.

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3.6.5.2 – Enchimento

O enchimento nas torres tem como missão acelerar a dissipação de calor. Isto é conseguido

aumentando-se o tempo de contato entre a água e o ar, favorecendo a presença de uma ampla

superfície úmida mediante a criação de gotas ou películas finas.

O enchimento deve ser de um material de baixo custo e de fácil instalação. Além de ser um

bom transmissor de calor, deve oferecer pouca resistência a passagem de ar, proporcionar e manter

uma distribuição uniforme de água e de ar durante todo o tempo de vida da torre. Também é

importante que o material apresente uma boa resistência a deterioração.

Figura 3.56: Sistema por pressão com distribuição através de tubulação fixa.

Figura 3.57: Sistema por pressão rotativo.

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102

Os diferentes tipos de enchimento podem ser classificados dentro das seguintes categorias:

• De gotejamento ou respingo;

• De película ou laminar;

• Misto.

Enchimentos de gotejamento ou de respingo

Ainda que existam muitas disposições diferentes, o propósito básico consiste em gerar

pequenas gotas de água, em cuja superfície se verifica o processo de evaporação (Figura 3.58). Este

efeito é conseguido mediante a queda da água sobre uma série de camadas superpostas compostas

por barras, enquanto o ar se movimenta no sentido horizontal (fluxo cruzado) ou vertical (fluxo em

contracorrente). A água, ao cair, se quebra em gotas cada vez menores.

Um dos requerimentos mais importantes desse tipo de enchimento é o correto nivelamento das

barras, pois de outro modo, a água escorreria ao longo destas, desequilibrando a distribuição da

cortina de água e prejudicando o rendimento da torre. A altura do enchimento é superior a requerida

pelos sistemas laminares e o arraste e gotas é importante, o que obriga a utilização de eliminadores

de gota de alto rendimento.

Figura 3.58: Enchimento por respingo ou gotejamento.

Enchimento de Película ou Laminar

Este tipo de enchimento proporciona uma maior capacidade de resfriamento, para um mesmo

espaço ocupado, que o de gotejamento. A eficiência deste sistema depende de sua capacidade em

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distribuir a água numa fina película que escoa sobre grandes superfícies, com o objetivo de

proporcionar a máxima exposição da água a corrente de ar (Figura 3.59 e Figura 3.60).

Como este tipo é mais sensível as irregularidades da vazão de ar e a distribuição de água, o

desenho da torre deve garantir sua uniformidade através de todo o enchimento.

Sua principal vantagem é a ausência de gotas, o que reduz enormemente as perdas por

arraste e possibilita o aumento da velocidade da corrente de ar, que como conseqüência, conduz a

diminuição da altura do enchimento e da altura de bombeamento. Dessa maneira os custos de

operação são reduzidos.

Figura 3.59: Enchimento de película ou laminar de placas de fibrocimento.

Figura 3.60: Enchimento de película ou laminar de placas onduladas.

O principal inconveniente dos enchimentos laminares é a sua tendência em acumular depósitos

e sujeiras entre as placas paralelas que os constituem. Este fenômeno conduz a obstruções parciais

e a formação de canais preferenciais por onde escorre a água, rompendo a homogeneidade da

película.

Enchimento tipo misto

Os enchimentos mistos se baseiam em uma pulverização por gotejamento, porém com a

formação de uma película nas superfícies laterais das barras, aumentando, dessa forma, o efeito

conseguido pelo gotejamento (Figura 3.61).

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Figura 3.61: Enchimento tipo misto.

Materiais

A madeira é o material mais tradicional dos sistemas de gotejamento. A vida média, apesar do

progresso nos métodos de tratamento, não supera em geral 20 anos de serviço. Sua utilização está

em decadência.

Os enchimentos de metal tem sido utilizados em casos especiais em que se deseja uma alta

relação entre área de contato e volume. Em condições normais não são competitivos devido ao alto

custo.

O fibrocimento é utilizado principalmente nos enchimentos laminares de torres industriais,

especialmente as de tiragem natural, apresenta boa resistência e não é atacado por matéria

orgânica. Entre seus inconvenientes, podem ser citados seu elevado peso em relação ao volume e

sua elevada sensibilidade as águas ácidas e aos íons sulfato.

Os plásticos apresentam um alto tempo de vida e sua utilização tem se estendido cada vez

mais. São especialmente apropriados para enchimentos laminares em pequenas torres produzidas

em série e para enchimentos mistos.

3.6.5.3 – Defletores de Ar

São utilizados em torres de tiragem induzida, para conduzir o ar em direção ao interior de forma

eficiente, e para prevenir as perdas de água devido a ação do vento. Também podem ser utilizados

para eliminar os problemas de formação de gelo no inverno. A distribuição do ar e a retenção de

água estão diretamente relacionadas com a inclinação, a largura e o espaçamento dos painéis.

Existem determinados projetos em que a inclinação dos painéis pode ser modificada, a fim de

adaptar-se as condições climáticas existentes, podendo se chegar ao fechamento completo dos

painéis devido a possibilidade de formação de gelo ou do arraste de água pelo ar a alta velocidade.

3.6.5.4 – Eliminadores de Gotas

A função principal deste componente consiste em reter as pequenas gotas arrastadas pelo ar

que abandona a torre. Basicamente, todos os eliminadores de gotas atuam provocando bruscas

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mudanças de direção da corrente de ar (Figura 3.62). A força centrífuga resultante, separa as gotas

de água, depositando as na superfície do eliminador para posteriormente caírem sobre o

enchimento. A atuação do eliminador de gotas proporciona três efeitos positivos: diminui as perdas

de água, evita possíveis danos aos equipamentos adjacentes a torre e limita a formação de névoa.

Um efeito secundário é a uniformização do fluxo de ar através do enchimento, como resultados

da baixa pressão criada no espaço entre os eliminadores e os ventiladores devido a oposição que se

faz ao fluxo de ar.

Os materiais utilizados devem resistir a atmosferas corrosivas e erosivas. Podem ser de

madeira tratada, chapa galvanizada, alumínio. Atualmente existe uma tendência de utilização de

lâminas de fibrocimento ou plástico (PVC).

Figura 3.62: Tipos de eliminadores de gotas.

3.6.5.5 – Ventiladores

Existem dois tipos fundamentais de ventiladores: axiais, nos quais o ar mantém a direção do

eixo antes e após sua passagem pelo rotor, e centrífugos, nos quais o ar é descarregado na direção

normal a direção de entrada.

Os ventiladores axiais são apropriados para movimentar grandes volumes de ar com um

aumento de pressão pequeno, seu uso se encontra mais difundido em instalações industriais. São

relativamente de baixo custo e podem ser utilizados em torres de qualquer tamanho. Com chaminés

corretamente projetadas, os ventiladores axiais operam com eficiências de 80 a 85%. Os diâmetros

podem alcançar 9 metros, ainda que oscilem entre 3 e 7 metros em instalações industriais. Em certos

casos os ângulos de ataque das pás podem ser alterados pelo simples afrouxamento das

braçadeiras de união ao cubo central. Geralmente se utilizam materiais metálicos, ainda que o uso

de ventiladores com pás de plástico está se difundindo devido ao custo atraente e a boa resistência

ao ataque químico.

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Os ventiladores centrífugos são constituídos por uma carcaça e um rotor, podendo ser de

simples ou dupla aspiração. Nas torres produzidas em série, para as que requerem baixos níveis

sonoros, se utilizam normalmente ventiladores de dupla aspiração lateral. São particularmente

adequados para fornecer pequenas vazões e pressões maiores que os ventiladores axiais.

Existem três tipos de ventiladores centrífugos: de pás radiais, de pás curvadas para frente e de

pás curvadas para trás. Os ventiladores de pás curvadas para frente são os mais utilizados em torres

de resfriamento, pois devido a alta velocidade dor ar que abandona o rotor, este pode trabalhar com

uma menor rotação com a conseqüente redução no nível de ruído. Além disso, para um dado

serviço, são de menores dimensões e portanto mais econômicos. Os materiais utilizados são

metálicos e não existe possibilidade de alteração na inclinação das pás.

3.6.5.6 – Bombas

Os sistemas de bombeamento para recirculação de água na torre consomem uma fração

importante da potência requerida para o sistema de resfriamento. Quase sempre são empregadas

bombas centrífugas, de um ou vários estágios, dependendo da vazão e altura manométrica

requeridas.

Em instalações importantes é comum a utilização de duas bombas em serviço e uma de

reserva.

3.6.5.7 – Motores

Os motores elétricos utilizados para acionar os ventiladores das torres de tiragem mecânica

devem operar em condições adversas, já que se encontram expostos as condições do tempo, a

atmosferas contaminadas e a alta umidade, conseqüência do funcionamento da torre. A colocação

do motor fora da chaminé da torre evita que o ar de resfriamento da carcaça tenha quantidade

elevada de umidade, além de facilitar a manutenção.

Os motores de duas velocidades são especialmente convenientes para o caso em que o

período de operação se estenda ao longo de todo o ano. Com esse tipo de motores pode-se reduzir

consideravelmente a potência consumida em períodos frios ou durante a noite.

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3.7 – Acessórios

3.7.1 – Pressostatos

Os pressostatos são interruptores elétricos comandados pela pressão. O ajuste da pressão se

faz por meio de um parafuso. Em alguns modelos o diferencial de pressão, diferença entre pressão

de desarme e rearme, é regulável. O rearme pode ser automático ou manual.

Os pressostatos podem ser classificados em:

• Pressostatos de baixa pressão, que desligam, quando a pressão de sucção se torna menor

do que um determinado valor;

• Pressostatos de alta pressão, que desligam, quando a pressão de descarga se torna maior

do que um determinado valor;

• Pressostatos de alta e baixa, que reúnem os dois tipos anteriores num único aparelho;

• Pressostatos diferenciais, destinados ao controle da pressão do óleo de lubrificação dos

compressores, que desligam quando a diferença entre a pressão da bomba e o cárter do

compressor é insuficiente para uma lubrificação adequada.

3.7.2 – Termostatos

Indicam variações de temperatura e fecham ou abrem os contatos elétricos. Os termostatos

podem ser classificados de acordo com o elemento de medição de temperatura como bimetálico, de

bulbo sensor de temperatura e de resistência elétrica.

a) Bimetálico: converte variações de temperatura em deflexões de uma barra metálica,

fechando abrindo os contatos. O bimetal é preparado justapondo-se dois tipos de metais

diferentes, que apresentam diferentes coeficientes de dilatação térmica. Assim o conjunto

se deflete quando a temperatura varia.

b) Termostato com bulbo sensor de temperatura: o bulbo contém um gás ou um líquido que

quando a temperatura no bulbo aumenta, há também aumento de pressão no fluido que é

transmitido ao fole do termostato. O movimento do fole proporciona o fechamento ou

abertura dos contatos através do mecanismo de alavanca.

c) Termostato eletrônico: composto por um termistor que é um resistor cuja resistência varia

(de forma não linear) com a temperatura. O termistor pode estar em contato com o ar ou a

água. A comutação dos contatos fica sendo em função da temperatura. Um aumento de

temperatura resultará na diminuição da resistência.

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3.7.3 – Filtros e Secadores

Os filtros são empregados para eliminar partículas estranhas nas tubulações de sistemas

refrigeração.

São constituídos por um invólucro metálico, no interior do qual se encontra uma tela de malha

fina feito de níquel ou bronze. Os filtros podem ser montados tanto na linha de sucção como na linha

de líquido. Quando colocados na linha de sucção evitam que impurezas penetrem no compressor

juntamente com o vapor de refrigerante. O filtro na linha de líquido destina-se a evitar que impurezas

fluam para o evaporador juntamente com o refrigerante líquido.

Os filtros secadores são dispositivos destinados a eliminar a umidade que, apesar dos

cuidados tomados antes e durante a carga, sempre está presente nas instalações de refrigeração,

ocasionando diversos problemas. São constituídos por um corpo com elementos filtrantes, cheio de

material altamente higroscópico (sílica gel). Os filtros secadores são colocados normalmente nas

linhas de líquido.

Como os filtros secadores oferecem uma perda de carga considerável, quando instalados na

sucção das instalações de médio e grande porte costuma-se deixá-los no circuito por um período de

10 a 15 dias, e após retirá-lo, ou fazer um by pass de modo a isolá-lo por meio de válvulas, conforme

Figura 3.63.

Figura 3.63 - Filtro secador de saída lateral.3.7.4 – Separadores de óleo

Os separadores de óleo são utilizados quando o retorno de óleo em um sistema é inadequado,

difícil de ser obtido ou ainda, quando a quantidade de óleo em circulação é excessiva, causando

perda de eficiência devido ao acúmulo nas superfícies de troca de calor. Os compressores frigoríficos

são lubrificados pelo óleo colocado no cárter, que circula por suas diversas partes. Em um

compressor hermético, o óleo também lubrifica os rolamentos do motor. Durante a operação do

compressor, uma pequena quantidade do óleo de lubrificação é arrastada pelo vapor na descarga.

Filtro Secador

Válvulas Manuais

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Esse óleo, circulando ao longo do sistema frigorífico, não provoca danos, porém uma quantidade

excessiva de óleo no condensador, dispositivos de controle do fluxo de refrigerante, evaporador e

filtros interferirá no funcionamento destes componentes. Em instalações de baixa temperatura, se o

óleo escoar ao longo do sistema ele se tornará espesso e dificilmente poderá ser removido do

evaporador. A fim de se evitar estes problemas instala-se um separador de óleo entre a descarga do

compressor e o condensador.

A utilização dos separadores de óleo é recomendada para:

a) Sistemas que utilizam refrigerantes não miscíveis ao óleo;

b) Sistemas de baixa temperatura;

c) Sistemas que empregam evaporadores de retorno sem resíduos, tais como resfriadores de

líquido inundados, quando as linhas de purga de óleo e outras previsões especiais devem

ser tomadas para o retorno do óleo;

O separador de óleo consiste das seguintes partes:

• Tanque ou cilindro externo revestido por um isolamento térmico de maneira a impedir a

condensação do vapor;

• Filtros ou chicanas que coletam o óleo;

• Válvula de agulha controlada por bóia;

• Linha de retorno do óleo ao compressor.

O óleo retido pelos filtros devido à desaceleração do escoamento acumula-se no fundo do

tanque. Quando o nível do óleo atinge um valor prescrito, a bóia provoca a abertura da válvula de

agulha. Uma vez que a pressão no separador é maior do que a pressão no cárter do compressor, o

óleo acumulado escoa para o cárter do compressor.

Os separadores de óleo são muito eficientes, deixando apenas uma quantidade mínima de

óleo escoar o longo do ciclo. Estes dispositivos são comumente usados em instalações de grande

porte.

3.7.5 – Válvulas Solenóide

São válvulas comandadas eletricamente por meio de solenóides, podem ser classificadas em

normalmente abertas e normalmente fechadas. O comando elétrico pode ser acionado por um

termostato, pressostato, ou mesmo por um simples interruptor manual. Seu princípio de operação,

como pode ser visto na Figura 3.64, é o seguinte:

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a) Quando o circuito elétrico da válvula é aberto, a bobina é desenergizada de modo que o

peso da armadura e a ação da mola forçam a agulha de volta ao seu assento.

b) Ao se energizar a bobina, a armadura se move para cima em direção ao centro da bobina,

abrindo a válvula.

Basicamente são usadas válvulas de duas ou três vias, ambas controlando o fluxo de

refrigerante líquido para a válvula de expansão. Algumas vezes são usadas controlando estágios de

capacidade de compressores ou atuando sobre válvulas de expansão para promover o recolhimento

de refrigerante. Durante a execução de vácuo inicial ou recolhimento do refrigerante do sistema para

reparos, as válvulas solenóides devem ser mantidas abertas manual ou eletricamente.

Em instalações comerciais de grande porte, é recomendável utilizar-se uma válvula solenóide

operada por piloto.

Exceto quando a válvula solenóide for especialmente projetada para instalação horizontal, ela

deve ser sempre montada na posição vertical com a bobina voltada para cima.

Figura 3.64 - Válvula Solenóide, (a) Válvula fechada (b) Válvula aberta.

Para a especificação de válvulas solenóides devem ser considerados:

• A vazão de refrigerante através da válvula;

• A diferença máxima de pressão permitida pela válvula;

• A perda de carga causada pela válvula.

3.7.6 – Visores de Líquido

São peças com visores para verificar a passagem de líquido e a presença de umidade. São

colocados na saída do reservatório de líquido ou na entrada do evaporador, permitindo verificar se a

carga de refrigeração está completa e se existe umidade no sistema. As seguinte cores são

utilizadas para indicar a quantidade de umidade no sistema:

Bobina

Armadura Circuito aberto

Bobina

Armadura Circuito fechado

(b) (a)

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• Verde → Ausência de umidade

• Amarelo → Presença de umidade

• Marrom → Contaminação total do sistema

3.7.7 – Reservatórios de Líquidos

Em condensadores Shell and tube, o próprio condensador, isto é, o espaço entre a carcaça e

os tubos, pode ser usado como reservatório para armazenamento do refrigerante condensado. Em

condensadores resfriados a ar, duplo tubo e evaporativos deve-se instalar um reservatório separado,

pois estes condensadores não têm volume suficiente para armazenar o fluido frigorífico.

Todo sistema de refrigeração deve ter um reservatório com volume suficiente para armazenar a

carga total de refrigerante, durante paradas para manutenção ou devido a sazonalidade do processo

de produção do qual faz parte o sistema frigorífico. A carga total de refrigerante não deve ocupar

maior que 90% do volume do reservatório, para uma temperatura de armazenamento não superior a

40 °C; para temperaturas de armazenamento maiores que 40 °C, a carga de refrigerante não deve

ser superior a 80% do volume do reservatório.

3.8 Fluidos Refrigerantes

Fluidos frigoríficos, fluídos refrigerantes, ou simplesmente refrigerantes, são as substâncias

empregadas como veículos térmicos na realização dos ciclos de refrigeração. Inicialmente foram

utilizadas, como refrigerantes, substâncias com NH3, CO2, SO2, CH3Cl entre outras, mais tarde, com

a finalidade de atingir temperaturas em torno de -75oC, substâncias com N2O, C2H6 e mesmo o

propano, foram empregadas. Com o desenvolvimento de novos equipamentos pelas indústrias

frigoríficas, cresceu a necessidade de novos refrigerantes.

O emprego da refrigeração mecânica nas residências e o uso de compressores rotativos e

centrífugos, determinaram a pesquisa de novos produtos, levando a descoberta dos CFCs

(hidrocarbonetos à base de flúor e cloro). Os CFCs reúnem, numa combinação única, várias

propriedades desejáveis: não são inflamáveis, explosivos ou corrosivos; são extremamente estáveis

e muito pouco tóxicos.

Em 1974, foram detectados, pela primeira vez, os problemas com CFCs, tendo sido

demonstrado que compostos clorados poderiam migrar para a estratosfera e destruir moléculas de

ozônio. Por serem altamente estáveis, ao se liberarem na superfície terrestre conseguem atingir a

estratosfera antes de serem destruídos. Os CFCs foram então condenados como os maiores

responsáveis pelo aparecimento do buraco na camada de ozônio sobre a Antártica.

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A camada de ozônio tem uma função importantíssima na preservação da vida. Ela é

responsável pela filtragem dos raios ultravioleta que, em quantidades elevadas, são prejudiciais ao

meio ambiente. Ao ser humano podem causar doença da pele como queimadura, câncer,

envelhecimento precoce, etc.

Devido ao efeito dos CFCs sobre a camada de ozônio estratosférico, o Protocolo de Montreal

de 1986, determinou sua substituição, provocando uma verdadeira revolução na indústria frigorífica.

A substituição dos CFCs, juntamente com o desenvolvimento de equipamentos eficientes, constitui

um verdadeiro desafio. Novos componentes e equipamentos têm sido desenvolvidos, novas

tecnologias tem sido introduzidas, especialmente aquelas relacionadas à eletrônica e a informática.

Nos últimos dez anos têm surgido inúmeros substitutos dos CFCs, a maioria no âmbito da

família dos hidrocarbonetos halogenados, quer como substâncias puras, quer como misturas binárias

ou ternárias. Refrigerantes naturais como CO2, têm sido seriamente cogitados pela comunidade

científica e industrial.

A amônia tem sido adotada na maioria das instalações industriais de construção recente,

dominando o setor. Uma vasta gama de produtos alternativos aos CFCs têm sido colocada no

mercado pelos produtores de compostos halogenados, tornando difícil ao projetista, decidir quanto

ao refrigerante que melhor se ajuste à sua instalação em particular. Determinados setores da

indústria optaram por um substituto em particular, como no caso do condicionamento de cabinas

para aplicações automotivas, onde o CFC-12 foi substituído pelo HCFC-134a.

O afinamento da camada de ozônio, segundo modelos das reações fotoquímicas envolvendo a

irradiação solar ultravioleta, resulta de um efeito em cadeia promovido por átomos de cloro (e

bromo), entre outros. Os átomos de cloro são transportados por compostos clorados, emitidos na

biosfera, atingindo a estratosfera. Devido a sua estabilidade química, as moléculas desses

compostos mantêm sua integridade durante todo o período em que permanecem na atmosfera até

atingirem a estratosfera. Essa estabilidade química é justamente uma das características que

credenciou os CFCs como refrigerantes. Uma molécula de refrigerante R12, que é um CFC,

apresenta uma vida útil na atmosfera da ordem de 100 anos, tempo suficiente para que,

eventualmente, atinja a estratosfera, transportada por correntes atmosféricas.

De acordo com a resolução 267 de 14 de setembro de 2000, do Conselho Nacional do Meio

Ambiente – CONAMA, ficou estabelecida a proibição, em todo território nacional, da utilização do

CFC-11, CFC-12, além de outras substâncias que agridem a camada de ozônio, em instalações de

ar condicionado central, instalações frigoríficas com compressores de potência unitária superior a

100 HP e em sistemas de ar condicionado automotivo. Tornou-se proibida, a partir de primeiro de

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janeiro de 2001, a utilização dessas substâncias em refrigeradores e congeladores domésticos, e em

todos os demais equipamentos e sistemas de refrigeração.

As importações de CFC-12 sofrerão reduções gradativas em peso, da seguinte forma:

a) 15% no ano de 2001;

b) 30% no ano de 2002;

c) 55% no ano de 2003;

d) 75% no ano de 2004;

e) 85% no ano de 2005;

f) 95% no ano de 2006; e

g) 100% no ano de 2007.

As importações de CFC-11 só são permitidas em situações especiais, descritas na resolução,

como por exemplo, suprir os consumos das empresas cadastradas junto ao Instituto Brasileiro de

Meio Ambiente e dos Recursos Naturais Renováveis - IBAMA e que tenham projetos de conversão

às tecnologias livres dessa substância. A Tabela 3.6 apresenta as datas previstas para a proibição

dos CFCs.

Tabela 3.6: Resumo das datas previstas para a proibição dos CFCs.

“Phase-Out” Refrigerante Ação

1996 R11, R12, R500 Extingue a produção dos refrigerantes. Equipamentos não mais fabricados.

2010 HCFC-22 Pára a fabricação de equipamentos

2020 HCFC-22 Pára a fabricação do refrigerante

2020 HCFC-123 Pára a fabricação de equipamentos

2030 HCFC-123 Pára a fabricação do refrigerante

Nos últimos anos o problema da camada de ozônio tem se composto com o problema do

efeito estufa. O efeito estufa consiste na retenção de parte da energia solar incidente, devido à

presença de certos gases na atmosfera que atuam de forma semelhante a um vidro, sendo

transparentes à irradiação solar na faixa de comprimentos de onda que sensibilizam a retina, que a

grosso modo varia entre 0,4 e 0,7µm, mas opacos a radiação infravermelha, caracterizada por

comprimentos de onda superiores a 0,7µm. Boa parte da energia solar se compõe de fótons na faixa

visível de comprimentos de onda, ao passo que a superfície terrestre emite energia radiante na faixa

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de comprimentos de onda que correspondem a radiação infravermelha. Dessa forma, parte da

irradiação solar incidente vai sendo progressivamente armazenada, provocando um aumento na

temperatura da superfície terrestre. Esse processo é semelhante ao ocorre numa estufa, daí o nome

“efeito estufa”.

A maioria dos compostos halogenados utilizados em instalações frigoríficas, inclusive os

substitutos, podem provocar o efeito estufa. Entretanto, como suas emissões são muito inferiores às

do CO2, que é o principal responsável pelo efeito estufa, sua ação não é tão significativa.

Para a caracterização do nível de ação sobre a camada de ozônio e do efeito estufa, dois

índices foram criados. O primeiro, referente a camada de ozônio, quantifica o potencial de destruição

dessa camada que o particular composto apresenta em relação ao refrigerante R11, ao qual é

atribuído o valor 1. Esse índice é denominado de " Potencial de Destruição da Camada de Ozônio"

designado pelas iniciais ODP do inglês "Ozone Depleting Potential". O segundo índice refere-se ao

efeito estufa que é resultado de dois efeitos: o efeito direto, causado pela presença física do

composto na atmosfera e o efeito indireto, resultante da emissão de CO2 pela queima de um

combustível fóssil para produzir a energia elétrica necessária para acionar a instalação frigorífica que

opera com o particular refrigerante. O índice para o efeito estufa é o GWP, do inglês "Global

Warming Potential" , que é relativo ao efeito estufa direto causado pelo refrigerante R11, ao qual é

atribuído arbitrariamente o valor 1.

A características desejáveis de um refrigerante são:

• Pressão de vaporização não muito baixa

É desejável que o refrigerante apresente uma pressão correspondente à temperatura de

vaporização não muito baixa, para evitar vácuo elevado no evaporador e também, um valor

baixo da eficiência volumétrica do compressor devido à grande relação de compressão.

• Pressão de condensação não muito elevada

Para uma dada temperatura de condensação, que é função da temperatura da água ou do

ar de resfriamento, quanto menor for a pressão de condensação do refrigerante, menor

será a relação de compressão e, portanto, melhor o desempenho do compressor. Além

disso, se a pressão no lado de alta pressão do ciclo de refrigeração for relativamente baixa,

esta característica favorece a segurança da instalação.

• Calor latente de vaporização elevado

Se o refrigerante tiver um alto calor latente de vaporização, será necessário menor vazão

do refrigerante para uma dada capacidade de refrigeração.

• Volume específico reduzido (especialmente na fase vapor)

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Se o refrigerante apresentar um alto valor do calor latente de vaporização e um pequeno

volume específico, na fase de vapor, a vazão em volume no compressor será pequena e o

tamanho da unidade de refrigeração será menor, para uma dada capacidade de

refrigeração.

Entretanto, em alguns casos de unidades pequenas de resfriamento de água com

compressor centrífugo, é às vezes preferível que o refrigerante apresente valores elevados

do volume específico, devido à necessidade de aumentar a vazão volumétrica do vapor de

refrigerante no compressor, tendo em vista impedir a diminuição de eficiência do

compressor centrífugo.

• Coeficiente de performance elevado

O refrigerante utilizado deve gerar um coeficiente de performance elevado pois o custo de

operação está essencialmente relacionado a este coeficiente.

• Condutibilidade térmica elevada

Um valor elevado da condutibilidade térmica do refrigerante é importante na melhoria das

propriedades de transferência de calor.

• Baixa viscosidade na fase líquida e gasosa

Devido ao pequeno atrito fluido dos refrigerantes pouco viscosos, as perdas de carga serão

menores.

• Baixa constante dielétrica, grande resistência elétrica e característica de não-corrosão dos

materiais isolantes elétricos. Estas características são especialmente importantes para

aqueles refrigerantes utilizados em ciclos de refrigeração com compressores herméticos.

• Devem ser estáveis e inertes, ou seja, não devem reagir e corroer os materiais metálicos da

instalação de refrigeração.

• Não deve ser poluente

• Não devem ser tóxicos ou excessivamente estimulantes.

Apesar dos circuitos frigoríficos se constituírem em sistemas fechados, a possibilidade de

vazamentos impõe que os compostos utilizados como refrigerantes apresentem nível

reduzido de toxicidade, o que é satisfeito pela maioria dos CFCs.

• Não devem ser inflamáveis ou explosivos.

A possibilidade de vazamentos também impõe que os refrigerantes não sejam inflamáveis,

devido ao risco de incêndio e explosão.

• Devem ser de detecção fácil quando houver vazamentos.

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A facilidade de detecção do refrigerante é importante instalações de grande porte. A rápida

detecção pode evitar a perda completa da carga de refrigerante da instalação.

• Devem ser de preços moderados e facilmente disponíveis.

A disponibilidade comercial do refrigerante está intimamente associada a seu preço. O uso

de um refrigerante ideal que apresente um custo elevado torna-se impraticável.

O “National Institute of Standards - NIST” dos EUA realizou uma pesquisa examinando mais de

800 fluidos industriais quanto ao potencial para uso como refrigerante devendo ser satisfeitas as

seguintes condições termodinâmicas:

1- Temperatura de fusão inferior a -40 oC

2- Temperatura crítica superior a 80 °C

3- Pressão de saturação a 80oC inferior a 50MPa

4- hlv/vv superior a 1kJ/litro

As condições 1 e 2 visam à eliminação de fluidos com ponto de fusão e temperatura crítica

próximas da faixa de operação típica de aplicações frigoríficas. A condição 3 visa à eliminação de

fluidos excessivamente voláteis, associados a pressões excessivamente elevadas, e a condição 4

está relacionada ao tamanho do compressor. A pesquisa revelou que as condições impostas foram

satisfeitas por 51 compostos, cujos perfis são apresentados abaixo:

• 15 hidrocarbonetos

• 5 compostos oxigenados (éteres e aldeídos, etc.)

• 5 compostos nitrogenados (NH3, metilamina, etc.)

• 3 compostos de enxofre (SO2, etc)

• 4 miscelâneas

• 19 hidrocarbonetos hidrogenados (R12, R22, R11, etc.)

Não foram envolvidas na pesquisa as misturas, que se tornaram populares nos últimos anos

devido à necessidade de refrigerantes alternativos aos CFCs, para satisfazer determinadas

condições operacionais. É possível fazer combinações de duas ou mais espécies químicas, que em

proporções adequadas resultam num composto com as características desejadas. De maneira geral,

os refrigerantes podem ser classificados nas seguintes categorias:

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• Hidrocarbonetos halogenados;

• Misturas não azeotrópicas de hidrocarbonetos halogenados;

• Misturas azeotrópicas de hidrocarbonetos halogenados

• Compostos orgânicos;

• Compostos inorgânicos.

Os refrigerantes são designados de acordo com a norma ASHRAE 34-1992, por números de,

no máximo, quatro algarismos, de acordo com a seguinte regra:

• O primeiro algarismo da direita indica o número de átomos de flúor na molécula;

• O segundo algarismo indica o número de átomos de hidrogênio mais 1;

• O terceiro algarismo indica o número de átomos de carbono menos 1;

• O quarto algarismo a partir da direita é utilizado para designar compostos derivados de

hidrocarbonetos não saturados

Uma forma simples da regra de numeração dos refrigerantes é a seguinte:

(C-1) (H+1) (F)

As valências não preenchidas correspondem aos átomos de cloro na molécula.

O primeiro algarismo nulo a partir da esquerda, por convenção, não é escrito. Esse é o caso,

por exemplo, do R12, cuja composição química é CCl2F2. Como esse refrigerante apresenta apenas

um átomo de carbono, e C-1 é nulo, então sua designação é feita por um número de dois algarismos.

Os isômeros são designados pelos sufixos “a”, “b”, “c”, etc., em ordem crescente de assimetria

espacial. Esse é o caso, por exemplo, do R134a, que é um isômero espacial do composto 134. As

misturas não azeotrópicas são designadas pela série 400, em ordem crescente de cronologia de

aparecimento. As misturas azeotrópicas são designadas pela série 500, os compostos orgânicos,

pela série 600 e os compostos inorgânicos pela série 700, em ordem crescente, de acordo com a

massa molecular. A amônia, NH3, por exemplo, de massa molecular 17, é designada como

refrigerante 717, a água, H2O, de massa molecular 18, é designada como refrigerante 718.

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Tabela 3.7: Relação de alguns refrigerantes, sua designação, nome e composição química.

Família Composição Química Nome N o ODP GWP

CCl3F Tri cloro monoflúor metano 11 1 1 CCl2F2 Bi cloro bi flúor metano 12 1 3,20 CClF3 Mono cloro tri flúor metano 13

CHCl2F Hidro bicloro mono flúor metano 22 0,05 0,34 CHF3 Hidro tri flúor metano 23 0 N/d CH2F2 Bi hidro bi flúor metano 32 0 0,12

C2HCl2F3 Hidro bicloro biflúor etano 123 0,02 0,02 C2HF5 Hidro pentaflúor etano 125 0 0,84 C2H2F4 Bi hidro tetra flúor etano 134a 0 0,28

Hidrocarbonetos halogenados

C2H4F2 Tetra hidro bi flúor etano 152a 0 0,03 22/152a/124

(53%/13%/34%) − 401A 0,03 0,22

125/290/22 (60/2/38) −

402A 0,02 0,52

290/22/218 (5/75/20) −

403A

125/143a/134a (44/52/4) −

404A 0 0,94

32/125/134a (20/40/40) −

407C 0 0,38

Misturas não azeotrópicas

22/124/142b (60/25/15) −

409A 0,05 0,30

12/152a (73,8/26,2) −

500

22/115 (48,8/51,2) −

502 0,22 3,7 Misturas azeotrópicas*

125/143a (50/50) −

507A

C2H6 Etano 170 C3H8 Propano 290 C4H10 Butano 600

Hidrocarbonetos

C4H10 Butano normal (isobutano) 600a NH3 Amônia 717 0 0 H2O Água 718 0 0

Compostos Inorgânicos

CO2 Dióxido de carbono 744

Na coluna da composição química é indicada a designação dos componentes e, entre parênteses, a composição da mistura em base mássica.

Dependendo do seu comportamento durante a mudança de fase, as misturas são designadas

como azeotrópicas ou não azeotrópicas. Para um melhor entendimento, seja considerada uma

mistura homogênea no estado líquido, inicialmente a uma temperatura T1, aquecida a pressão

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119

constante em um cilindro provido de pistão, conforme mostrado na Figura 3.65. Até que seja atingida

uma temperatura T2, a qual depende da concentração, a solução permanecerá na fase líquida.

Aumentando-se a temperatura além de T2, o pistão começa a deslocar-se, indicando que se

iniciou a vaporização, como mostra a Figura 3.66. Nesta fase, constata-se que as concentrações do

líquido e do vapor são diferentes da concentração original, conforme apresentado na Figura 3.67.

Traçando se uma reta horizontal, determina-se os pontos 3 e 4, que correspondem às concentrações

do líquido e do vapor, respectivamente. Quando não houver mais líquido, o vapor terá atingido o

ponto 5 e a sua concentração será igual à original.

T<T2

Figura 3.65: Mistura homogênea no estado líquido

A partir do ponto 5, qualquer adição de calor provocará o superaquecimento do vapor, mas a

concentração do mesmo será constante. Repetindo essa experiência a mesma pressão, mas com

concentrações diferentes, os resultados obtidos permitirão obter as chamadas linhas de equilíbrio do

líquido em vaporização e do vapor em condensação, em função da temperatura e da concentração,

conforme Figura 3.67.

T>T2

Figura 3.66: Mistura homogênea, líquido e vapor.

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1

2

3 4

5

6 T

Concentração

Linha de condensação

Linha de vaporização

Vapor Superaquecido

0 1 Figura 3.67: Diagrama Concentração−temperatura

Se a experiência for invertida, isto é, partindo-se do vapor superaquecido e retirando-se calor,

observa-se que ao atingir a temperatura T5 (Figura 3.67), a qual depende da concentração, inicia-se

a condensação do vapor com formação de líquido de baixa concentração em fluido mais volátil,

concentração essa que aumentará progressivamente até que, no final da condensação, seja atingida

a concentração original do vapor.

É importante observar que uma mistura binária homogênea, ao contrário do que ocorre com

substâncias puras, não tem uma temperatura fixa de vaporização e de condensação para cada

pressão. Sua temperatura de início de condensação é diferente da temperatura de início de

vaporização, sendo que esta varia com a concentração.

O comportamento descrito anteriormente é característico de misturas não azeotrópicas.

Algumas misturas entretanto, dependendo da concentração, apresentam ponto de azeotropia, ou

seja, ponto no qual a temperatura de vaporização é a mesma que a temperatura de condensação,

como mostra a Figura 3.68. No ponto de azeotropia a concentração do vapor é a mesma que a do

líquido. Misturas como esse tipo de comportamento são denominadas azeotrópicas.

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121

T

Concentração 0 1

Condição azeotrópica

Figura 3.68: Diagrama Concentração−temperatura, condição azeotrópica.

Refrigerantes da família dos hidrocarbonetos halogenados têm como característica,

moléculas com átomos dos halogênios flúor, cloro e eventualmente bromo, além de carbono e

hidrogênio. Em função disso, podem ser classificados em três grupos:

• Hidrocarbonetos puros (CH);

• Derivados de hidrocarbonetos completamente halogenados, que não apresentam átomos

de hidrogênio (CFCs);

• Hidrocarbonetos parcialmente halogenados (HCFCs, HFCs)

3.8.1 Propriedades físicas

Para uma dada instalação frigorífica, as pressões exercidas podem ser o fator determinante na

seleção do refrigerante. Se por um lado pressões elevadas exigem tubulações e reservatórios de

maior espessura, por outro, refrigerantes de baixa pressão podem ser inadequados em aplicações de

baixa temperatura de evaporação, devido a possibilidade de ocorrência de pressões inferiores a

atmosférica em determinadas regiões do circuito, o que possibilita a penetração de ar atmosférico.

Os refrigerantes R404A, R502 e R13, por exemplo, apresentam pressões superiores, razão pela qual

são utilizados em aplicações de baixas temperaturas de evaporação. Já os refrigerantes R12 e

R134a apresentam pressões menores, sendo utilizados em aplicações com temperatura de

evaporação mais elevada, entre -20oC e 0oC. O refrigerante R404a foi desenvolvido para substituir o

R502 em aplicações comerciais de baixa temperatura de evaporação, como balcões e câmaras de

produtos congelados, enquanto o refrigerante R134a, que é um HFC, é o substituto para o R12.

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122

As pressões exercidas por um refrigerante estão associadas a sua pressão crítica. Quanto

maior a sua pressão crítica, menos volátil é o refrigerante, exercendo, portanto menores pressões

para uma dada temperatura (vide Tabela 3.8). Refrigerantes com pressões críticas mais elevadas

apresentam pontos de fusão e ebulição normal superiores.

As temperaturas de evaporação e condensação constituem parâmetros que determinam o tipo

de refrigerante adequado à instalação. Refrigerantes de baixa temperatura crítica e, portanto, de

baixa temperatura de ebulição normal, devem ser utilizados em aplicações de baixa temperatura de

evaporação. Por outro lado, refrigerantes de elevada temperatura crítica são adequados para

aplicações de alta temperatura de evaporação, como por exemplo, em bombas de calor.

3.8.2 Características de desempenho dos refrigerantes no ciclo de compressão a vapor

Embora o desempenho do ciclo de Carnot não dependa do fluido de trabalho utilizado como

refrigerante, o mesmo não ocorre nos ciclos reais de compressão a vapor. O desempenho desses

ciclos depende do refrigerante em particular. Assim, é importante que o desempenho seja

considerado como um dos parâmetros de seleção do refrigerante para determinada aplicação, pois

este pode ser determinante em termos de consumo de energia, tamanho do compressor entre outros

aspectos. Na Tabela 3.9 é apresentada uma relação de parâmetros de desempenho termodinâmico

dos refrigerantes mais utilizados em aplicações frigoríficas em geral. Para o levantamento da tabela

admitiu-se um ciclo básico de compressão a vapor, operando entre -15oC e 30oC para as

temperaturas de evaporação e condensação, respectivamente.

Sejam consideradas inicialmente as pressões de evaporação, de condensação e a relação

entre elas.O refrigerante R12 e seu substituto, o R134a, apresentam pressões inferiores e são menos voláteis. O refrigerante R502 e seu potencial substituto R404a são mais voláteis, porém,

apresentam a menor relação entre pressões, que sobre o ponto de vista operacional proporciona

melhor rendimento volumétrico do compressor, além de possibilitar a redução do trabalho de

compressão. A amônia por sua vez apresenta uma elevada relação entre pressões, de 4,96.

O efeito frigorífico, definido como a diferença entre a entalpia do refrigerante na saída e a

entalpia do refrigerante na entrada, determina a vazão no circuito. Assim, os refrigerantes

halogenados, por apresentarem valores de efeito frigorífico inferiores ao da amônia, se caracterizam

por vazões em massa maiores. Essa vantagem da amônia é compensada pelo menor volume

específico do vapor dos refrigerantes halogenados, fazendo com que as vazões volumétricas para

todos os refrigerantes tenham a mesma ordem de grandeza. Menores vazões volumétricas de vapor

na aspiração do compressor proporcionam o uso de compressores menos volumosos e, portanto, de

menor cilindradas no caso de compressores alternativos.

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Tabela 3.8: Propriedades físicas de diversos refrigerantes.

Refrigerante Massa molecular Temperatura

crítica [oC]

Pressão crítica [kPa]

Ponto de fusão [oC]

Ponto de ebulição normal

[oC]

hlv [kJ/kmol] (pressão normal)

R11 137,38 198,00 4.406 -111,0 23,80 24.768 R12 120,90 112,00 4.113 -158,0 -29,80 19.982 R13 104,50 28,80 3.865 -181,0 -81,40 15.515 R22 86,48 96,00 4.974 -160,0 -40,80 20.207 R23 70,02 25,60 4.833 -155,0 -82,10 17.039 R32 52,02 78,40 5.830 -136,0 -51,70 19.834 R113 187,39 214,10 3.437 -35,0 47,60 27.513 R123 152,90 183,80 3.674 -107,0 27,90 26.005 R125 120,00 66,30 3.631 -103,0 -48,60 19.276 R134a 102,30 101,10 4.067 -96,6 -26,20 22.160 R152a 66,05 113,50 4.492 -117,0 -25,00 21.039 R401A* 94,44 108,00 4.604 - -33,10 21.457 R402A* 101,60 75,50 4.135 - -49,20 19.721 R404A* 97,60 72,15 3.735 - -46,55 19.555 R407C* 86,20 86,79 4.597 - -43,90 21.486 R409A* 97,40 107,00 4.600 - -34,20 21.525 R410A* 72,58 72,13 4.925 - -51,54 19.718 R500 99,31 105,5 4.423 -159,0 -33,50 19.975 R502 111,60 82,20 4.075 - -45,50 19.258 R507A 98,86 70,74 3.714 - -47,10 19.408 R170 30,07 32,20 4.891 -183,0 -88,80 14.645 R290 44,10 96,70 4.284 -188,0 -42,10 18.669 R600 58,13 152,00 3.794 -139,0 -0,50 22.425 R600a 58,13 135,00 3.645 -160,0 -11,70 21.174 R717 17,03 133,00 11.417 -77,7 -33,30 23.343 R718 18,02 374,00 22.064 0 100,00 40.664 R744 44,01 31,10 7.372 - -88,10 17.006

*A temperatura de ebulição normal das misturas não azeotrópicas corresponde àquela de formação da primeira bolha de vapor à pressão atmosférica normal.

Em relação à vazão volumétrica de refrigerante no estado de líquidos saturado, a amônia é a

que apresenta o menor valor. Para os diâmetros da linha de líquido, indicados na Tabela 3.9,

observa-se que os diâmetros associados aos refrigerantes halogenados variam pouco, a amônia

entretanto, requer um diâmetro significativamente inferior, em torno da metade dos valores dos

refrigerantes halogenados.

Com relação ao coeficiente de performance, COP, a variação é pequena, sendo que para os

refrigerantes R134a e R404a, alternativos aos CFCs, o COP é levemente inferior, como pode ser

observado na tabela abaixo..

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Tabela 3.9 - Desempenho relativo ao ciclo básico de compressão a vapor para diversos refrigerantes. Temperaturas de evaporação e condensação iguais a -15oC e 30oC, repectivamente.

R12 R134a R22 R404A R502 R717 Pressão de evaporação [kPa] 182,5 164,1 295,6 364,3 348,6 236,3 Pressão de condensação [kPa] 744,6 770,9 1191 1418 1319 1171 Relação entre pressões 4,08 4,70 4,03 3,89 3,78 4,96 Efeito frigorífico [kJ/kg] 116,4 147,4 162,9 113,4 104,4 1102 Vazão de refrigerante [kg/s/kW] 0,0086 0,0068 0,0061 0,0088 0,0096 0,00091 Volume específico do líquido [m3/kg] 0,774.10-3 0,842.10-3 0,852.10-3 1,02.10-3 0,839.10-3 1,68.10-3 Vazão volumétrica de líquido [m3/s/kW] 0,007.10-3 0,006.10-3 0,005.10-3 0,009.10-3 0,008.10-3 0,002.10-3 Diâmetro da linha de líquidos para 1kW de refrigeração e perda de carga de 0,02 K/m [mm]

5,19 4,75 4,22 4,73 4,87 2,34

Volume específico do vapor na aspiração do compressor [m3/kg]

91,03 .10-3

119,9 .10-3

77,62 .10-3

54 .10-3

50 .10-3

508,5 .10-3

Vazão volumétrica de vapor na aspiração do compressor [m3/s/kW]

0,782 .10-3

0,813 .10-3

0,477 .10-3

0,476 .10-3

0,479 .10-3

0,461 .10-3

Coeficiente de Performance COP 4,70 4,61 4,66 4,17 4,35 4,75 3.8.3 Aspectos relacionados à segurança na utilização e manuseio de refrigerantes

A segurança na utilização e no manuseio de refrigerantes está relacionada a quatro aspectos

básicos:

• Toxicidade;

• Potencial cancerígeno;

• Potencial mutagênico;

• Inflamabilidade.

A norma ASHRAE 34-92 classifica os refrigerantes de acordo com seu nível de toxicidade e

inflamabilidade. Cada refrigerantes recebe uma designação composta por dois caracteres alfa

numéricos, o primeiro é uma letra maiúscula que caracteriza seu nível de toxicidade, o segundo é um

algarismo que indica seu grau de inflamabilidade. Dependendo do grau de toxicidade para

concentrações abaixo de 400 ppm, os compostos são classificados em dois grupos:

• Classe A - Compostos cuja toxicidade não foi identificada.

• Classe B - Foram identificadas evidências de toxicidade.

Quanto ao nível de flamabilidade os refrigerantes são classificados em três grupos:

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125

• Classe 1 - Não se observa propagação de chama em ar a 18oC e 101,325 kPa.

• Classe 2 - Limite inferior de inflamabilidade (LII) superior a 0,10kg/m3 a 21oC e 101,325

kPa, Poder Calorífico inferior a 19.000 kJ/kg.

• Classe 3 - Inflamabilidade elevada, caracterizando-se por LII inferior ou igual a 0,10kg/m3 a

21oC e 101,325 kPa, Poder Calorífico superior a 19.000 kJ/kg.

A classificação de alguns refrigerantes quanto a sua toxicidade e inflamabilidade é apresentada

na Tabela 3.10. Como pode ser observado, os refrigerantes CFCs são do grupo A1, não inflamáveis

e não tóxicos. O R123, um HCFC, substituto do R11 é classificado como B1, requerendo cuidados no

seu manuseio. Os HFCs, substitutos dos CFCs, não são tóxicos, porém, podem apresentar um certo

grau de inflamabilidade. A amônia, classificada como B2, é tóxica e apresenta grau médio de

inflamabilidade.

Tabela 3.10: Classificação dos refrigerantes, segundo os padrões de segurança da norma ASHRAE 34-92.

Refrigerante Classe Refrigerante Classe Refrigerante Classe R11 A1 R134a A1 R502 A1 R12 A1 R152a A2 R507a A1 R13 A1 R401A − R170 A3 R22 A1 R402A − R290 A3 R23 A1 R403A − R600 A3 R32 A2 R404A − R600a A3 R113 A1 R407A − R717 B2 R123 B1 R410A − R718 A1 R125 A1 R500 A1 R744 A1

O dióxido de carbono, o R12 e o R22 não são considerados inflamáveis, embora a pressões

superiores a 1.380 kPa , uma mistura de 50% de ar e 50% de R22 possa entrar em combustão

induzida por elevadas temperaturas.

Recomenda-se o manuseio cuidadoso de todos fluídos refrigerantes, pois mesmo os

halogenados, que são considerados os mais seguros, podem ser perigosos em altas concentrações.

No caso dos hidrocarbonetos, por serem combustíveis, recomenda-se seu uso em instalações </