Apostila de Refrigeração Modulo 2 Prof Jorge Ferreirarev

REALIZAÇÃOCOORDENAÇÃO E APOIOIME - INSTITUTO MILITAR DE

ENGENHARIA

CURSO DE EXTENSÃO EM ENGENHARIA DO AR CONDICIONADO

9o CURSO DE EXTENSÃOEM ENGENHARIA DO AR CONDICIONADO

APOSTILA DE REFRIGERAÇÃO

AUTOR:PROFESSOR MsC Eng Mec Jorge Luis da Rocha Ferreira

PATROCINADORES

APOSTILA DE Refrigeração AUTOR : PROF Msc Eng mec Jorge Luis da Rocha Ferreira

VENDA PROIBIDA MATERIAL PARA USO INTERNO E TREINAMENTO - REVISÃO—Abril 2010--- 1

SPRINGERCARRIER

HEATINGCOOLING

FIRJANSENAI

HITACHI

TROX


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MÓDULO 2

2-REFRIGERAÇÃO.2.1-Introdução.2.2- O ciclo de Refrigeração.2.3- Principais componentes de um circuito de

Refrigeração.2.4- Linhas frigorigenas.




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2.1-Introdução.

Neste módulo se buscará dar uma ênfase na área de Refrigeração voltada a aplicação em sistemas de ar condicionado e principalmente para desmitificar o que hoje para muitos engenheiros deste ramo se tornou uma verdadeira “caixa Preta” , as partes internas das maquinas do tipo “Self-contained’s” e dos “Chiller’s”. Desta forma será analisado o circuito de Refrigeração e os seus parâmetros de Projeto , de modo à dimensiona-los ou explicar os seus vários processos termodinâmicos .Para este fim será escolhido o ciclo de Refrigeração pro compressão mecânica à vapor, pois é o mais utilizado.




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2.2- O ciclo de Refrigeração.

Nesta seção e na posterior será apresentado a teoria da refrigeração, apresentando o seu diagrama frigorigeno e seus principais componente tais como: compressores alternativos (ou de êmbolo),evaporadores ,condensadores , válvulas expansoras e outros componentes de um ciclo de refrigeração. Apresentaremos os fundamentos básicos da refrigeração, rápida análise dos refrigerantes, discutiremos compressores alternativos e outros componentes do ciclo de refrigeração. Relacionará também acessórios importantes no ciclo de refrigeração e explicará algumas das causas mais comuns de anomalias no ciclo.

A ciência da refrigeração baseia-se no fato de que um líquido se pode vaporizar a qualquer temperatura que se deseje alterando a pressão que sobre ele se exerce. A água, em condições normais de pressão atmosférica de 101,325 kPa absoluto, ferverá quando a sua temperatura for elevada até 1000 C. A mesma água, num recipiente fechado e à pressão de 450 kPa absoluto não ferverá enquanto a sua temperatura não tenha atingido 147,930 C.

Se tivermos água num recipiente fechado a uma temperatura de 400 C, ela começará a ferver se a pressão for reduzida para 7,384 kPa absoluto, por meio de uma bomba de vácuo. De fato, a água pode ferver a temperaturas inferiores a 400 C se a pressão for suficientemente baixa como, por exemplo, a 50 C se a pressão baixar até 0,872 kPa absoluto. Pode-se fazer ferver a água a qualquer temperatura desde que se possa manter a pressão correspondente à temperatura de ebulição desejada.

Os líquidos que fervem a temperaturas baixas constituem o meio mais conveniente para remover calor. Quando líquidos são evaporados, isto é, mudados para vapor, são absorvidas quantidades de calor relativamente grandes. Muitos dos líquidos usados como refrigerantes fervem a temperaturas inferiores a –190 C às condições normais de pressão atmosférica. O cloreto de metila ferve a –23,80 C, o Refrigerante–12 a –29,80 C, a amônia a –33,30 C e o Refrigerante–22 a 40,80 C.

A refrigeração pode ser obtida usando um destes líquidos sem necessidade de qualquer equipamento. Se, se deitar a amônia normal num recipiente aberto em ar normal, ela começará imediatamente a ferver, nas condições normais da pressão atmosférica de 101,325 kPa absoluto, a –33,30 C. Haverá um fluxo contínuo de calor do ar quente circulante através das paredes do recipiente para a amônia em ebulição. No exterior do recipiente condensar-se-á e se congelará a umidade do ar. Um sistema como este funcionará satisfatoriamente se apenas se considerar o resfriamento.

Para eliminar perigos de vida, uma garrafa de amônia pode ser ligada a uma serpentina como na Figura A, e a amônia vaporizada dirigida por tubos para o exterior. Uma instalação como esta, fora os incômodos provocados pela amônia fornecerá uma refrigeração satisfatória. Contudo, o custo da substituição da amônia perdida apesar de ela ser um dos refrigerantes mais baratos, será proibitivo.




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Por este motivo, a amônia ou qualquer outro refrigerante, é usado continuamente. Para este fim, é necessário mais equipamento do que o que se mostra na Figura A. O refrigerante deve ser fornecido a um evaporador ou serpentina de resfriamento, no estado líquido porque só por vaporização pode absorver calor. Uma vez que o refrigerante deixa a serpentina de resfriamento na forma de vapor, deverá ser reduzido a líquido antes de poder ser utilizado do novo. O meio mais simples para se realizar isto é condensar o refrigerante vaporizado à medida que ele deixa a serpentina de resfriamento. Para condensar o vapor de refrigerante, deve-se transferir para qualquer outro meio ou valor latente fornecido pelo vapor durante a condensação. Para este fim usa-se normalmente água ou ar. A água ou o ar devem estar a uma temperatura inferior à temperatura de condensação do refrigerante. Para uma pressão determinada as temperaturas de condensação e de vaporização são as mesmas. Se um refrigerante que se vaporize a 50 C deve ser condensado à mesma temperatura, é necessária água a uma temperatura inferior para esse fim. Como é obvio, se houver água a essa temperatura inferior, não há necessidade de refrigeração mecânica.

Como a temperatura de água ou do ar de que se dispõe é sempre superior à temperatura do refrigerante em ebulição no evaporador, o refrigerante não pode se condensar à saída do evaporador. Para condensar o vapor, a sua pressão deve ser aumentada até um ponto em que a sua temperatura de condensação seja superior à temperatura de água disponível para fins de condensação. Por exemplo, se a pressão do vapor for de 1,0 kPa absoluto ele condensar-se-á à temperatura de 6,980 C. Para condensar o vapor com água a 21,080 C, o vapor deve ser comprimido até uma pressão superior a 2,5 kPa absoluto, que corresponde a uma temperatura de ebulição ou de condensação de 21,080 C. Do mesmo modo, o vapor de refrigerante que deixe o evaporador deverá ser comprimido até uma pressão cuja temperatura de condensação seja superior à temperatura da água de que dispõe. Para este fim, há necessidade de um compressor. Depois de se ter aumentado suficientemente a pressão do vapor do refrigerante ele pode ser liqüefeito no condensador com água relativamente quente.

A única razão por que se introduzem no sistema o compressor e o condensador é permitir a utilização quase contínua do mesmo refrigerante. O custo derivado da compressão e condensação do refrigerante vaporizado é muitíssimo inferior ao custo de aquisições contínuas de refrigerante




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para substituir o que se perderia.

Na Figura B ilustra-se em diagrama um sistema completo de refrigeração. O tanque de líquido, no qual se armazena o líquido refrigerante, substitui a garrafa da Figura A. Ao deixar o tanque de refrigerante o líquido passa através da válvula de expansão, a qual nada mais é do que, essencialmente uma válvula de agulha. O compressor mantém a diferença de pressão entre o evaporador e o condensador. Sem a válvula de expansão esta diferença não poderia, na verdade, ser mantida. A válvula de expansão separa a parte de alta pressão do sistema da sua parte de baixa pressão. Ela atua como uma válvula redutora porque diminui a pressão do líquido que passa através dela. Somente uma quantidade muito pequena do fluído refrigerante passa através da válvula para o evaporador. De fato, a válvula está sempre tão ajustada que só a quantidade de líquido que se pode vaporizar na serpentina de resfriamento, passa através dela.

O líquido que passa através do evaporador é totalmente vaporizado pelo calor e passa através das paredes do evaporador. Este calor foi removido do ar ou do outro fluido a ser resfriado. Após deixar o evaporador, o refrigerante vaporizado passa para o compressor onde a sua pressão é elevada até um ponto em que pode ser condensado por água relativamente quente. Após ter sido comprimido, o vapor passa para o condensador. Aqui, as paredes do condensador são resfriadas pela água e, como resultado, o vapor liquefaz-se. O calor latente é transferido do vapor em condensação para a água, através das paredes do condensador. Do condensador, o líquido refrigerante volta ao tanque de líquido, repetindo-se depois o ciclo.

Refrigerantes

Já se utilizaram muitas substâncias como refrigerantes. Nos últimos anos, os mais comuns têm




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sido o ar, amônia anidrido sulfúrico, anidrido carbônico e cloreto de metila. Atualmente usam-se quase exclusivamente refrigerantes de hidrocarbonetos com flúor, nos sistemas de condicionamento de ar.

O primeiro requisito para um refrigerante em condicionamento de ar é que ele não seja tóxico nem inflamável. Existe sempre um risco de se produzir uma fuga no evaporador ou na serpentina de resfriamento, o ar que passa na serpentina arrastará então o refrigerante para os espaços condicionados. É assim essencial que os refrigerantes não sejam tóxicos nem inflamáveis.

Os hidrocarbonetos com flúor são refrigerantes derivados de hidrocarbonetos e contém cloro e flúor. São não-corrosivos, não-inflamáveis, não-tóxicos, não-explosivos, de cor branca aquosa clara e tem um cheiro ligeiramente adocicado. Construindo uma estrutura molecular de hidrocarbonetos de modo a manter o peso molecular e as propriedades físicas corretas, os químicos conseguem fabricar refrigerantes novos com temperaturas de ebulição que ocorram a qualquer pressão projetada. Isto tem permitido aos engenheiros melhorar o projeto dos componentes básicos do ciclo de refrigeração pela fabricação de equipamentos mais compactos e a custos reduzidos.

O Refrigerante-12 (já em desuso pelo protocolo de Montreal) e o Refrigerante-22 são bons refrigerantes para condicionamento de ar. Eles trabalham a pressões moderadas e são de fácil manejo. O Refrigerante-22 foi desenvolvido originalmente para aplicações de baixa temperatura pois tem um ponto de ebulição de –40,80 C á pressão atmosférica. No Refrigerante-22 a vazão por tonelada é inferior ao do Refrigerante-12, e assim os engenheiros projetistas têm, recentemente aplicado extensamente a sistemas de refrigeração para conforto, obtendo equipamentos mais compactos.

Para variar a capacidade de um compressor podem-se usar diferentes refrigerantes. Por exemplo, uma linha de compressores alternativos pode ter capacidades nominais de 17,5 35, 52,5 e 70 kW com Refrigerante-12. Se, se usar Refrigerante-22, a capacidade das mesmas máquinas será de cerca de 28, 56, 84, e 112 kW. Não é recomendável substituir o refrigerante de um sistema sem aprovação do fabricante do compressor.

2.3- Principais componentes de um circuito de Refrigeração.




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Diagrama P-H

O diagrama p-h, ou diagrama de pressão-entalpia, é muito útil no estudo de ciclos de refrigeração. O diagrama é cômodo porque se indicam graficamente colunas de valores de várias Tabelas; é assim fácil visualizar as variações que se dão quando o refrigerante passa de uma parte do ciclo para outra. No diagrama de p-h estão traçadas várias das propriedades físicas de um refrigerante em dois eixos de pressão (p) e entalpia (h). O diagrama abaixo (p-h) para Refrigerantes-12 e –22 .

As linhas horizontais no diagrama p-h são linhas de pressão constante e as linhas de verticais são linhas de entalpia constante.

Deve-se notar que as divisões dos eixos do diagrama p-h são tais que não se podem localizar valores exatos. Assim, o mérito do diagrama p-h é a assistência que dá ao leitor na visualização do ciclo de refrigeração. Além disso fornece dados aproximados que tem uma precisão suficiente para muitos propósitos. Quando são necessários valores exatos devem-se usar os dados das tabelas de refrigerantes.

O diagrama p-h é dividido pela linha de líquido saturado e pela linha de vapor saturado em três zonas gerais. A zona à esquerda da linha de líquido saturado é chamada região sub-resfriada. A zona à direita de linha de vapor saturado é chamada a região superaquecida e a zona entre as linhas de líquido saturado e de vapor saturado é chamada a região “úmida” ou região de mistura.

As linhas de temperatura são horizontais dentro da região de mistura. Na região superaquecida são indicadas linhas de volume constantes: estas linhas têm uma inclinação leve para a direita e para cima. A entropia é outra propriedade física dos refrigerantes; é especialmente útil na análise da compressão de refrigerantes. A entropia é definida como sendo a taxa entre o calor adicionado à substância e a temperatura absoluta à qual é adicionado. É suficiente lembrar que a compressão num compressor alternativo se considera ocorrer à entropia constante. No diagrama p-h são traçadas linhas de entropia constante as quais sobem para a direita com bastante inclinação, na região superaquecida.

O Refrigerante para à esquerda ou sobre a linha de líquido saturado está todo no estado líquido. O Refrigerante à direita da linha de vapor saturado é todo vapor superaquecido. A temperatura de qualquer ponto na linha de líquido saturado ou na linha de vapor saturado é a temperatura de saturação correspondente àquela pressão. Se o refrigerante na linha de líquido saturado – por exemplo, ponto A na Figura C – absorve calor sem haver variação de pressão, começará a ferver e a evaporação dar-se-á sem variação de temperatura. O refrigerante move-se então para a região de mistura e, à medida que se lhe adiciona calor – isto é, que a entalpia sobe – o líquido na mistura líquido-vapor evapora-se. A mistura torna-se em vapor saturado quando atinge o ponto B na linha de vapor saturado. Qualquer adição de calor a pressão constante move o refrigerante para a região superaquecida – por exemplo, ponto C.




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Na figura B há quatro componentes do ciclo de refrigeração: válvula de expansão, evaporador, compressor e condensador. O receptor é essencial para o armazenamento do líquido mas nenhuma variação termodinâmica ocorre nele. Os quatro componentes do ciclo de refrigeração podem-se identificar no diagrama p-h pelos quatro processos de expansão, evaporação, compressão e condensação.

O processo de expansão, chamado processo de estrangulamento, tem lugar quando o líquido passa através da válvula de expansão. No diagrama de p-h pode-se notar que a pressão se reduz desde a pressão do condensador no lado de cima da válvula, até à pressão do evaporador, no lado de baixo da válvula. A entalpia é a mesma em ambos os lados da válvula de expansão e por isso o processo de estrangulamento surge como linha vertical JD, Figura C, no diagrama de p-h.

No processo de evaporação o refrigerante entra no evaporador como mistura de líquido e vapor, ponto D da Figura C. À medida que o refrigerante passa através do evaporador, ele absorve o calor necessário para se vaporizar e, teoricamente deixa o evaporador no ponto E da Figura C, no estado de vapor.

Qualquer ponto na linha de vapor saturado representa refrigerante que absorveu exatamente a quantidade de calor necessária para o transformar de líquido em vapor àquela pressão. Se ele absorver mais calor à mesma pressão, diz-se que o refrigerante está superaquecido.

Na prática o refrigerante é superaquecido no evaporador. Isto pode ser observado na operação da válvula de expansão. O refrigerante será mais superaquecido ao passar entre o evaporador e o compressor. Este superaquecimento é indicado pela linha EF no diagrama p-h.




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O processo de compressão necessita de energia para elevar o vapor da pressão baixa no evaporador até uma pressão mais alta. O vapor refrigerante absorve esta energia, chamada calor de compressão. Este processo é indicado no diagrama p-h pela linha FH, Figura C. O processo final no ciclo de refrigeração é a condensação. Esta ocorre á pressão constante e é representada no diagrama p-h pela linha HJ, Figura C. Durante a condensação o calor absorvido no evaporador mais o superaquecimento e o calor de compressão é transferido para a água ou ar que passam sobre ou através do condensador e o refrigerante condensa-se. O refrigerante líquido volta depois para o receptor no seu caminho para a válvula de expansão para iniciar outro ciclo.

Para resumir o ciclo teórico de refrigeração no diagrama p-h, os quatro processos do ciclo são representados, cada um, por uma linha na qual se mantém constante uma das propriedades físicas do refrigerante. Vendo a Figura C, existem duas linhas de pressão constante (horizontais): uma para a evaporador, D a F, e a outra para o condensador, H a J. Há uma linha de entalpia constante (vertical) que representa o processo de estrangulamento através da válvula de expansão, J a D. O quarto processo é o de compressão e para o ciclo teórico, é representado como uma linha de entropia constante, F a H.

Efeito Refrigerante

A quantidade de calor que cada kg de refrigerante absorve ao passar através do evaporador, é conhecida como efeito refrigerante. Cada kg que passe através do evaporador apenas pode absorver o calor necessário para a vaporizar, se não houver superaquecimento. (O efeito de superaquecimento será discutido posteriormente). Se o líquido ao aproximar-se da válvula de expansão estivesse exatamente à temperatura na qual estava vaporizando na serpentina o calor que o refrigerante pudesse absorver seria igual ao seu calor de vaporização. Por outras palavras, o efeito refrigerante seria o mesmo que o calor de vaporização. Contudo a temperatura do líquido, ao aproximar-se de válvula de expansão é quase sempre superior á temperatura de vaporização no evaporador. Assim, o efeito refrigerante é sempre inferior ao calor de vaporização.

No ciclo teórico de refrigeração, apenas se adiciona calor ao líquido refrigerante quando ele passa através do evaporador. Na realidade, quando o líquido passa através dos tubos em direção à válvula de expansão e ao evaporador, poderá perder ou ganhar calor conforme a temperatura do ar ao redor dos tubos seja superior ou inferior à temperatura do líquido. O líquido ao passar através da válvula de expansão não pode ganhar nem perder calor e, como se mencionou anteriormente, o processo de estrangulamento não faz variar a entalpia do refrigerante.

O calor adicionado a cada kg de refrigerante no evaporador, é a diferença entre a entalpia do vapor ao deixar o evaporador e a entalpia da mistura líquido-vapor ao entrar no evaporador. Como não se adiciona calor ao refrigerante durante o processo de estrangulamento, o calor adicionado no evaporador deve ser a diferença entre a entalpia do vapor ao deixar o evaporador e a entalpia do líquido quando se aproxima da válvula de expansão.

A situação que existe nos dois lados de uma válvula de expansão é semelhante à dos parágrafos precedentes. Num sistema que use R-12 como refrigerante suponha que a pressão no evaporador é de 362,5 kPa absoluto. A mais alta temperatura à qual é possível ter Refrigerante-12 líquido no evaporador a 362,5 kPa absoluto é 50 C. Suponha que o líquido está a 280 C quando chega a




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válvula de expansão. À medida que passa na válvula de expansão o líquido deve resfriar de 280 C para 50 C. Por causa do calor sensível libertado nessa altura, uma pequena parte do líquido vaporiza-se. O calor sensível perdido pelo líquido quando resfria de 280 C para 50 C, converte-se em calor latente e uma pequena parte do líquido transforma-se instantaneamente em vapor. O resto do líquido vaporizar-se-á logo que lhe seja fornecido calor suficiente; isto ocorre enquanto ele passa no evaporador. Para as condições que se mencionaram, cerca de 15% do líquido vaporizar-se-á ao passar através da válvula de expansão. Por isso, para cada kg de refrigerante que passa através da válvula de expansão, só 0,85 kg de líquido são úteis para a absorção de calor no evaporador, porque as outras 0,15 kg já foram vaporizadas não podendo mais absorver calor enquanto misturadas com o líquido. Por esta razão o efeito refrigerante é sempre inferior ao calor latente. Neste caso, o efeito refrigerante será igual a 85% do calor latente.

Massa do Refrigerante que deve ser Circulado

A quantidade de calor absorvida pelo refrigerante no evaporador pode-se exprimir pela seguinte equação: (1)Q = m x ER

Onde

Q = calor absorvido no evaporador, kJ/sm = fluxo em massa de refrigerante, kg/sER = efeito refrigerante, kJ por kg de refrigerante

A equação 1 é útil para a determinação da quantidade de refrigerante a ser circulada quando se conhecem a capacidade e as condições de operação da instalação. Como ilustração, suponha que para um dado conjunto de condições, de operação, o efeito refrigerante é 120 kJ/kg. A quantidade de refrigerante a ser circulada para uma capacidade do evaporador de 2400 kJ/s é:

m = ER

Q

= 120

2400

= 20 kg/s

Achou-se conveniente em cálculos de projeto exprimir o peso do refrigerante a ser circulado em termos de quilogramas de refrigerante por kW. Isto constitui um método cômodo para comparar instalações de refrigeração.

Para determinar as quilogramas de refrigerante a ser circulado por kW, a Equação 1 é modificada como segue:




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m = ER

kW

Quando se substitui kW pó kJ/s, a resposta é dada em kg/s de refrigerante circulado por kW.

Coeficiente de Desempenho

O coeficiente de desempenho, abreviado COD ou COP( coeficiente de Performance) é o quociente entre o efeito refrigerante e o trabalho fornecido, com o efeito refrigerante e o trabalho expressos nas mesmas unidades térmicas. Para um ciclo, o coeficiente de desempenho é computado do seguinte modo:

Trabalho

ERCOD (2)

Assim, de um ponto de vista teórico, podem-se remover 6,4 kJ do evaporador com um gasto de apenas 1 kJ em potência. Na realidade o COD será um pouco inferior a este valor teórico de 6,4 devido ao estrangulamento do refrigerante ao passar pelas válvulas do compressor e à fricção dos componentes móveis do compressor. O COD é um meio útil de comparar o desempenho de vários ciclos. Também é de grande valor para prever o efeito da alteração de variáveis da operação como sejam, por exemplo, a diferença de nível de pressão a temperatura do evaporador e a velocidade do compressor.

2.3.1-O Compressor

A função do compressor é bombear vapor do refrigerante do evaporador para o condensador. Quando o êmbolo desce, ele puxa o vapor do refrigerante do evaporador para o cilindro. Quando o êmbolo sobe, comprime o vapor até que, no cimo do seu curso, o volume de vapor se reduziu e a sua pressão subiu consideravelmente.

Como é óbvio, o compressor deve remover o vapor do evaporador à medida que o refrigerante se vaporiza. Se o refrigerante se vaporizar mais depressa do que o compressor o pode retirar, o excesso do vapor acumulado aumentará a pressão dentro do evaporador. Se isto ocorrer, o ponto de ebulição do líquido subirá. Como conseqüência, poderá não ser possível manter o ar que passa sobre o evaporador à temperatura baixa desejada.

Deslocamento do Êmbolo

O refrigerante em vaporização a uma determinada temperatura dentro do evaporador, possui um volume definido. Como os cilindros dos compressores alternativos apenas enchem durante o




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curso descendente do êmbolo, o volume do cilindro deverá ter pelo menos o tamanho que permita acomodar a massa do refrigerante vaporizado no intervalo entre cursos descendentes. Se o volume do cilindro for inferior a isso, o vapor que permanece no evaporador aumentará a pressão no evaporador e, portanto, o ponto de ebulição do líquido.

Nos motores tipo êmbolo e compressor de refrigeração costuma-se classificar ou referir ao deslocamento do êmbolo em litros/segundo, em vez de metros cúbicos por segundo. Isto se faz para que os valores sejam expressos em números inteiros em vez de decimais (frações) – sendo então o volume do êmbolo do cilindro de um condensador seja um litro. Esse êmbolo teria que ter 10 movimentos ascendentes por segundo para condensar 10 litros de vapor por segundo (num condensador de uma única ação). O volume total de vapor deslocado pelo êmbolo durante um determinado intervalo de tempo e chamado “deslocamento do êmbolo”. Esse dito compressor tem um deslocamento do êmbolo de 10 litros/segundo. Está claro que o deslocamento embolar deve ser pelo menos igual ao volume do refrigerante (líquido) vaporizado.

Torna-se então evidente que o tamanho e a velocidade do cilindro devem-se basear no volume de vapor a remover do evaporador.

O volume específico, volume ocupado por um quilograma de vapor superaquecido do refrigerante, pode ser tirado diretamente das tabelas de superaquecimento. Por exemplo, o volume específico do Refrigerante-22 à pressão de 530 kPa e à temperatura de 200 C é 48,4544 m3/kg.103. Vendo as tabelas de superaquecimento para o Refrigerante-22, acha-se 48,4544 m3/kg.103 na linha de 200 C e na coluna de pressão 530,83 kPa.

Rendimento Volumétrico

Na discussão precedente, considera-se que em cada curso do êmbolo o cilindro encher-se-ia completamente com vapor exatamente à mesma pressão e temperatura com que ele sai do evaporador. Isto não é verdadeiro para os compressores reais. O volume, e portanto o peso do refrigerante que passa para o cilindro, é sempre inferior à sua quantidade teórica por várias razões.

Uma delas é o fato de que as paredes do cilindro do compressor estão consideravelmente mais quentes do que o vapor frio que deixa o evaporador. As paredes quentes do cilindro elevarão a temperatura do vapor que passa para o cilindro. O vapor aquecido expande-se no cilindro e evita a entrada de mais vapor frio. Como resultado, a massa do refrigerante que enche o cilindro é inferior à massa que o cilindro poderia levar se o vapor permanecesse à mesma temperatura a que deixa o evaporador.

Outra razão é que a pressão dentro do cilindro é sempre um pouco mais baixa do que a pressão no evaporador e na linha de sucção. O vapor dentro do cilindro expande-se porque a sua pressão é inferior à pressão do vapor na linha de sucção, como conseqüência, haverá menor massa de refrigerante em cada metro cúbico de espaço do cilindro. Ainda uma outra razão é que todos os compressores alternativos são construídos com uma ligeira folga entre a parte de cima do êmbolo e a cabeça do cilindro.Esta folga é de cerca de 0,3 mm a 0,7 mm. À medida que a cavilha do êmbolo e a manivela se começam a gastar, a parte de cima do êmbolo pode aproximar-se mais da cabeça do cilindro e a folga diminui. Em compressores novos deverá haver um espaço de folga




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para eliminar a possibilidade de um êmbolo bater na cabeça do cilindro após a ocorrência de desgaste. Vendo a Figura abaixo, se o êmbolo tocar a parte de cima do cilindro ao fim de cada curso, todo o vapor que fica no cilindro pode ser expulso pela válvula de descarga. Contudo, existe um pequeno espaço de folga e uma pequena quantidade de vapor ficará no cilindro após o êmbolo ter atingido a parte superior do seu curso. À medida que o êmbolo começa o seu curso descendente, este vapor preso expande-se. Assim, em vez de ter um cilindro vazio, o qual se pode encher completamente com vapor do evaporador, o cilindro já está parcialmente cheio com vapor. Como este vapor preso permanece sempre no cilindro, ele diminui a massa do vapor que pode passar do evaporador para o cilindro.

Por estas razões, o cilindro do compressor não pode ser cheio com um volume do vapor – à temperatura e pressão do evaporador – igual ao seu deslocamento do êmbolo. Apesar do efeito do volume da folga poder ser computado, o efeito total dos vários fatores que diminuem a massa do vapor refrigerante que passa para o cilindro não podem ser computados exatamente. É necessário realizar ensaios em compressores para determinar a quantidade de vapor que pode realmente entrar num cilindro de um tamanho dado. A partir dos resultados desses ensaios é possível computar a massa de vapor que pode passar para o cilindro de qualquer compressor.

O efeito de todos os fatores mencionados determina o que é conhecido como rendimento volumétrico de um compressor. O rendimento volumétrico é o quociente entre o peso real de refrigerante num cilindro e o peso que o cilindro pode teoricamente receber, ou

Rendimento Volumétrico Teórica Massa

Real Massax 100 (3)

A massa real de vapor que pode ser comprimido acha-se multiplicando a massa teórica pelo rendimento volumétrico. Como capacidade refrigerante de um compressor depende da massa de vapor que se pode fazer circular, é evidente que a capacidade refrigerante real de um compressor




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se pode obter multiplicando o rendimento volumétrico pela capacidade refrigerante teórica.

O rendimento volumétrico de qualquer compressor não é uma quantidade constante. Ele depende do que é conhecido com taxa de compressão, e que é o quociente entre as pressões absoluta e de aspiração, ou seja,

(Absoluto) kPa Sucção, de Pressão

(Absoluto) kPa Alta,de Pressão compressão de Taxa (4)

O rendimento volumétrico médio de compressores alternativos utilizando Refrigerante-12 ou Refrigerante-22 e trabalhando a 29 rps é indicado na Figura E para várias taxas de compressão. Estes rendimentos não se aplicam exatamente a todos os compressores. Contudo, a capacidade de um compressor computada por meio do rendimento volumétrico obtido a partir desta curva será geralmente bastante aproximado para a maioria dos fins práticos.

Vapor Refrigerante Superaquecido

Quando se admite refrigerante líquido numa serpentina de resfriamento, ele normalmente será completamente vaporizado antes de atingir a conexão de saída. Como o líquido é vaporizado a baixa temperatura, o vapor ainda se mantém frio após o líquido se ter evaporado completamente. À medida que o vapor frio passa através do resto da serpentina continua a absorver calor e torna-se superaquecido.

O vapor absorve calor sensível no evaporador à medida que se superaquece. Assim, o efeito refrigerante de cada kg de refrigerante é aumentado. Por outras palavras, cada kg de refrigerante absorve não só o calor necessário para o vaporizar mas também uma quantidade inicial de calor sensível que o superaquece. Contudo, apesar do efeito refrigerante de cada kg ser aumentado devido ao superaquecimento, a densidade é diminuída. O superaquecimento de qualquer vapor diminui sempre a sua densidade. Assim, um metro cúbico de vapor de Refrigerante-12 saturado a 40 C pesa 20,43 kg. Se o mesmo metro cúbico for superaquecido 160 C (até 200 C), a sua densidade descerá para 18,9 kg/m3 – uma diminuição de cerca 7 ½%. Na prática, isto significa




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que a massa do vapor que enche os cilindros de um dado compressor, diminui pelo superaquecimento.

Por outro lado, a capacidade de um sistema de refrigeração aumenta quando se dá o superaquecimento do vapor por causa do efeito refrigerante de cada quilograma do vapor removido ter sido aumentado pelo calor sensível adicionado durante o superaquecimento. Por outro lado, a capacidade refrigerante de um sistema é diminuída por causa da diminuição em densidade durante o superaquecimento. O efeito destas duas tendências opostas tem de ser computado a fim de determinar se a capacidade refrigerante de um sistema é ou não aumentada superaquecendo o vapor nas serpentinas de resfriamento. Os vários refrigerantes não são semelhantes neste aspecto – deve-se verificar cada um individualmente. Para superaquecimentos que vão até 220 C, o Refrigerante-12 mostra uma variação desprezível na capacidade refrigerante quando este superaquecimento se dá dentro da serpentina de resfriamento. O ganho devido ao calor sensível adicional absorvido pelo vapor é quase o mesmo que a perda devida à sua diminuição de densidade.

A discussão precedente só tratou com o superaquecimento que se dá dentro do evaporador. Contudo, o superaquecimento do vapor dá-se freqüentemente após ele ter deixado o evaporador. O vapor pode absorver calor sensível ao passar através da linha de sucção que liga o evaporador ao compressor. O calor sensível ganho pelo vapor ao passar pela linha de aspiração não tem efeito na carga refrigerante útil porque este calor não é removido do material a ser resfriado. Assim, se o vapor é superaquecido numa serpentina usada para resfriar ar, o calor sensível ganho pelo vapor é removido do ar em resfriamento. O vapor realiza um resfriamento útil. Contudo, se o vapor for superaquecido na linha de sucção pendurada num teto, ele não realiza qualquer resfriamento útil durante o seu superaquecimento. Como regra é só o calor absorvido pelo vapor enquanto está no evaporador que tem qualquer valor refrigerante útil e que pode ser devidamente creditado no efeito refrigerante. Apesar de uma linha de sucção poder ocasionalmente ser situada de modo a que o calor absorvido pelo vapor seja útil, isto não constitui regra geral para o caso. Como resultado, é prática geral não creditar o calor sensível adicionado na linha de sucção ao efeito refrigerante.

Quando o superaquecimento do vapor se dá na linha de sucção, não há nenhum aumento na capacidade refrigerante para compensar a perda devida ao aumento no volume do vapor. Como resultado, o superaquecimento de qualquer refrigerante na linha de sucção diminui a capacidade do compressor em quilogramas bombeados. Para hidrocarbonetos com flúor, existe uma perda teórica na capacidade refrigerante de 1% para cada 2,40 C (aproximadamente) de superaquecimento. Assim, se o vapor que entra no compressor tiver sido superaquecido 210 C na linha de sucção, a capacidade refrigerante do sistema será diminuída em quase 5%. Por esta razão, o superaquecimento do vapor na linha de sucção do sistema deverá ser evitado. A linha de sucção entre a serpentina evaporadora e o compressor é freqüentemente isolada.

Sub-resfriamento




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Sub-resfriamento é um termo usado para descrever o resfriamento de um refrigerante líquido, a pressão constante, até um ponto inferior à temperatura a que tinha sido condensado. Assim, a 914,23 kPa absoluto, o vapor de Refrigerante-12 condensa-se a uma temperatura de 380 C. Se, após o vapor ter sido completamente condensado, o líquido for mais resfriado até uma temperatura de 250 C, ele será sub-resfriado 130 C. Quando um refrigerante líquido pode ser sub-resfriado por água fria ou quaisquer outros meios, exteriores ao ciclo de refrigeração, o efeito refrigerante do sistema será aumentado. Isto é porque a entalpia do líquido sub-resfriado é inferior à entalpia do líquido saturado.

É também possível sub-resfriar líquidos por meio de um trocador de calor usando o vapor frio que deixa a serpentina de resfriamento como se mostra na Figura G. Em alguns casos, o ganho real na capacidade refrigerante pode ser pequeno pois a capacidade refrigerante ganha pelo sub-resfriamento do líquido é parcialmente contrariada pela perda de capacidade devida á diminuição da densidade do vapor superaquecido.

A troca máxima de calor que teoricamente se pode dar entre líquido de hidrocarboneto fluoretado e vapor do mesmo, é limitada num sistema de refrigeração, por causa da diferença nos seus calores específicos. Para o Refrigerante-22 o calor específico do líquido é 1,404 e do vapor, 0,351. Devido ao calor específico inferior do vapor, a sua elevação de temperatura é superior à queda de temperatura do líquido para cada unidade de calor trocado. Assim, a maior gama de temperatura através da qual o líquido pode ser resfriado teoricamente num resfriador de fluxo inverso (com pesos iguais de gás e de líquido) é 25% (0,351 x 100) da diferença entre as temperaturas inicial e final do vapor. Na 1,404prática, a gama de temperaturas através da qual o líquido pode ser resfriado é ainda inferior a 25%. Isto acontece porque do calor que passa do meio adjacente através de carcaça do trocador de calor, é absorvida pelo vapor frio do refrigerante uma parte maior do que pelo refrigerante líquido.

Na realidade, o ganho em capacidade com um trocador de calor na linha de sucção de líquido depende do refrigerante utilizado. Para um sistema usando Refrigerante-12, um trocador de calor linha de sucção de líquido dará algum ganho de capacidade. O ganho será contudo, desprezível




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para o Refrigerante-22 por causa de uma diminuição na capacidade do compressor devido à diminuição da densidade do gás.

O sub-resfriamento por meio de um trocador desse tipo dará alguns benefícios por causa do aumento de capacidade da válvula de expansão. Cada kg de líquido que passa pela válvula de expansão fica apta a absorver mais calor. Assim, a capacidade refrigerante de uma válvula de expansão, através da qual passa um certo peso de líquido, aumenta quando se baixa a temperatura do líquido.

Freqüentemente, devido a considerações de custos, as linhas de sucção não são isoladas, principalmente nos sistemas pequenos. Num caso como esses, o vapor que passa pelo tubo de sucção é superaquecido pelo ar à sua volta. Como conseqüência, a densidade do vapor, e portanto a capacidade do compressor, diminuem. Se, se usar um trocador de calor nestas condições, haverá um ganho definido na capacidade refrigerante, desde que o vapor atinja o compressor à mesma temperatura esteja o trocador montado ou não. A montagem do trocador de calor, nestas condições, evitará ainda a condensação da umidade na superfície exterior do tubo não isolado de sucção, porque o vapor superaquecido ficará demasiado quente para resfriar o ar ao redor.

Ocasionalmente, num esforço para sub-resfriar o líquido sem usar um trocador de calor, juntam-se bastante unidas entre si as linhas de líquido e de sucção e envolvem-se numa única cobertura. Mesmo quando os tubos forem muito compridos, a área de contato não é suficientemente grande para sub-resfriar apreciavelmente o líquido. Apesar deste sistema poder ser atrativo do ponto de vista de economia da instalação, não deve ser confiável para o sub-resfriamento do líquido. Outra variante deste esquema é o uso da linha de líquido no interior de um tubo de sucção super-dimensionada. Quando os tubos são suficientemente compridos, o líquido pode ser sub-resfriado por este método. Contudo tais tubos são difíceis de montar e as fugas na linha de líquido não podem ser detectadas nem reparadas.

Características de Compressores

Durante muitos anos a indústria de refrigeração usou uma temperatura de evaporação de -15 0 C e uma temperatura de condensação de 300 C como condições normais para caracterizar todos os compressores. Apesar de tais condições serem razoavelmente comuns no passado para instalações de fábrica de gelo, faziam com que os compressores utilizados em evaporadores de salas frias fossem caracterizados por uma temperatura do evaporador desfavoravelmente alta e que os compressores utilizados em evaporadores de condicionamento de ar fossem caracterizados por temperaturas do evaporador desfavoravelmente baixas.

Em anos mais recentes, os membros da indústria de refrigeração adotaram standards de caracterização que todos se comprometeram a seguir. O grupo responsável Air Conditioning and Refrigeration Manufacturers Association, normalmente conhecido por ARI, publicou o Standard 516-60. Os pontos de caracterização standard são reproduzidos na Tabela A.

TABELA A – CONDIÇÕES ARI “STANDARD” DE CARACTERIZAÇÃO PARA UNIDADES COMPRESSORAS COM REFRIGERANTE-12 E




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REFRIGERANTE-22 BASEADAS EM 32,30 C DE TEMPERATURA AMBIENTE E SEM

SUB-RESFRIAMENTO DO LÍQUIDO *

GRUPONO

TEMPERATURA DO VAPOR SATURADO

DE REFRIGERANTE À

ENTRADA DO COMPRESSOR

TEMPERATURA DO VAPOR DO

REFRIGERANTE À ENTRADA DO COMPRESSOR

TEMPERATURA DO VAPOR

SATURADO DE REFRIGERANTE À SAÍDA DO COMPRESSOR

0C 0C 0C1 23,3 15,0 37,82 15,0 6,7 40,63 6,7 1,7 40,64 4,4 12,8 40,6

* Convertido a medidas métricas para este texto.

TABELA ACARACTERÍSTICAS “STANDARD” DOS COMPRESSORES

A temperatura de sucção é determinada na coluna 2 e a temperatura de condensação na coluna 4. A diferença entre as colunas 2 e 3 constituem os graus de superaquecimento para cada grupo. Por exemplo, suponhamos que um fabricante resolve usar as condições standard do Grupo 4. O fabricante executa ensaios de performance com uma temperatura de evaporador de 4,40 C, 8,40 C de superaquecimento à entrada do compressor e uma temperatura de condensação de 40,60 C. Estas informações básicas são publicadas seguidamente. Uma temperatura de refrigerante de 12,80 C (4,4 + 8,4 = 12,8) à entrada do compressor é freqüentemente superior às condições de operação real. Por esta razão, a capacidade indicada do compressor deve ser reduzida para obter-se a capacidade real do sistema com a temperatura inferior de vapor succionado à entrada. Geralmente, isto é explicado no catálogo do fabricante e uma tabela ou curva indica o fator de correção para várias temperaturas.

Ao publicar as características de capacidade para uma linha de compressores, o fabricante deve indicar o número do grupo em que se baseiam as características. Os grupos representam uma gama suficientemente larga de condições e assim o fabricante pode selecionar o grupo ou grupos que mais se aproximem das condições de operação para cada série de compressores.

Variação da Capacidade de Refrigeração com a Pressão de Sucção

A capacidade de um sistema não é uma quantidade constante mas depende da temperatura do líquido à entrada da válvula de expansão e temperatura à qual o líquido é vaporizado no evaporador. A variação em capacidade devida ao primeiro destes dois fatores foi discutida no




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sub-resfriamento. A variação da capacidade do sistema devido às variações na pressão de sucção é discutida nesta seção.

Quanto maior for a temperatura do líquido em vaporização no evaporador, maior será a pressão no evaporador. Veja que a densidade do vapor aumenta rapidamente com um aumento em temperatura de ebulição e em pressão. Isto significa que uma kg de vapor a pressão alta ocupa um volume menor que a pressão baixa. Assim, para cada litro de deslocamento do êmbolo, uma massa maior de vapor passará para o cilindro quando a pressão no evaporador for alta do que quando for baixa. É importante lembrar que a capacidade refrigerante de todos os sistemas de compressor alternativo aumenta com a pressão de sucção se os outros fatores permanecerem constantes.

Potência Necessária nos Compressores

A fim de aumentar a pressão de um vapor, deve-se aplicar potência no eixo do compressor. Quando o êmbolo comprime o vapor, muita da energia gasta é adicionada ao vapor. Uma vez que é impossível comprimir-se vapor num dado compressor sem aumentar também a sua temperatura, todos os cálculos para a energia requerida devem-se basear no aumento da pressão e da temperatura. A potência requerida teoricamente para este fim pode ser computada fazendo-se certas suposições simplificativas sobre a ação que se dá no cilindro durante o processo de compressão.

A primeira suposição é que a compressão se dá sem troca de calor entre o gás e as paredes do cilindro. Isto é conhecido como compressão adiabática. Contudo, durante o curso de compressão de qualquer compressor real, dá-se alguma troca de calor entre as paredes do cilindro e o gás. Em qualquer cilindro em que o êmbolo faça vários cursos por segundo, cada carga de gás só estará no cilindro durante uma fração de segundo. O gás não estará tempo suficiente em contato com as paredes do cilindro para permitir a troca de mais do que uma quantidade de calor comparativamente pequena. Assim, a suposição de que a compressão é a adiabática pode-se usar ao computar a potência teoricamente necessária.

A segunda suposição é de que o processo de compressão se dá sem atrito. É evidente que isto não é possível; parte da potência aplicada ao eixo do compressor deve ser usada para vencer o atrito entre as partes móveis do compressor. Este atrito resulta num aumento da temperatura das partes metálicas do compressor, a qual tende a aumentar a troca de calor entre as paredes do cilindro e o gás, como se explicou acima. Este processo teoricamente adiabático e sem atrito é conhecido como um processo isoentrópico ou de entropia constante.

Nos compressores reais, a potência requerida é superior à computada teoricamente por causa da troca de calor entre o gás e as paredes do cilindro e também por causa das perdas por atrito que são inevitáveis no compressor. A potência que se deve aplicar ao eixo de um compressor é chamada potência real consumida em kW. A potência real consumida em kW requerida por um compressor pode-se achar a partir da potência computada teoricamente, multiplicando-a por um fator chamado rendimento total. O rendimento total de um compressor é definido pela seguinte fórmula:

kW em consumida real Potência

kW em consumida teórica Potência total Rendimento (5)




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Estes rendimentos totais devem ser realmente determinados por ensaios nos compressores. O rendimento total leva em conta não só a troca de calor entre a paredes do cilindro e o gás, mas também o atrito das partes móveis do compressor.

A Figura E indica os rendimentos totais médios aproximados que se podem esperar de compressores alternativos modernos usando Refrigerante-12 ou Refrigerante-22. Apesar das curvas de rendimento apenas representarem os compressores de um fabricante a 29 rps, elas podem ser usadas para estimativas a outras velocidades e para equipamentos de outros fabricantes. Caso necessitarem dados de performance mais exatos, recomenda-se consultar o fabricante do compressor.

A potência requerida para compensar as perdas por atrito de um compressor podem ser melhor determinadas por ensaios. Também é possível determinar por ensaios o rendimento mecânico e o rendimento de compressão. O rendimento mecânico constitui um índice das perdas por atrito e o rendimento de compressão um índice do desvio na compressão real em relação à compressão isoentrópica. Multiplicando o rendimento mecânico pelo rendimento de compressão, obtém-se o rendimento total. O rendimento total é o único que necessitamos realmente conhecer para computar a potência real consumida em kW, no eixo, requerida por um compressor. Contudo, o desempenho de compressores é por vezes apresentado em termos dos seus rendimentos mecânico e de compressão e, em tal caso, é necessário utilizá-los para achar o rendimento total. Eles são úteis para analisar o desempenho de compressores a partir dos dados de ensaios.

Compressor Alternativo




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Viu-se anteriormente que compressor é uma bomba de gás refrigerante. Como tal ele recebe refrigerante gasoso a baixa pressão vindo do evaporador e aumenta-lhe a pressão. O refrigerante gasoso deve ser fornecido ao condensador a uma pressão à qual o processo de condensação se possa processar a uma temperatura razoável. O compressor alternativo é uma combinação de êmbolos acionados por um excêntrico que lhes dá a ação alternativa.

Compressor Alternativo- Aberto – Hermético - Semi-hermético

O compressor alternativo pode ter um acionamento externo, como seja um motor elétrico. É assim considerado um compressor “aberto”, Figura J. Se o motor elétrico estiver encerrado dentro da mesma caixa do compressor e funcionar na atmosfera refrigerante, é normalmente considerado como um compressor hermético, ou ainda Semi-hermético Figura N. O compressor aberto inclui um vedante de eixo que separa o ciclo do refrigerante da atmosfera. O compressor hermético não tem eixo exterior e não precisa assim de vedante do eixo. O termo compressor é usado neste manual para identificar uma unidade, aberta ou hermética, quando o tipo da unidade não é essencial para a discussão. Quando houver necessidade de precisar o tipo de compressor alternativo, a unidade será identificada como aberta ou hermética.

Compressor Hermético Figura N




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2.3.2-Evaporadores




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Os evaporadores, nos quais o refrigerante líquido é vaporizado, consistem em apenas dois tipos gerais no que respeita a sistemas de condicionamento de ar. Estes tipos são os de serpentina de expansão direta e o resfriador de água de tipo “shell and tube”.

Serpentina de Expansão Direta

A serpentina de expansão direta é muito usada para resfriar o ar. Tal serpentina é semelhante aos conjuntos de tubos numa caldeira tubular de água, na qual os gases quentes passando no exterior dos tubos fornecem o seu calor à água fervendo dentro dos tubos. De modo idêntico, o ar quente que passa através das lâminas e tubos de uma serpentina de expansão direta fornece o seu calor ao refrigerante em ebulição dentro dos tubos.

Quando se usa a serpentina de expansão direta num sistema de refrigeração com compressor alternativo, o refrigerante líquido é fornecido diretamente à serpentina de resfriamento através de uma válvula de bóia ou de uma válvula de expansão. No primeiro caso, o evaporador é conhecido como sendo do tipo inundado enquanto que o uso de uma válvula de expansão classifica a serpentina como do tipo de expansão seca.

Na Figura O ilustra-se uma serpentina inundada. Aqui, uma válvula de bóia mantém o líquido refrigerante a um nível constante na serpentina. Por outras palavras, à medida que o líquido refrigerante se evapora, mais líquido é admitido pela bóia e, como resultado, todo o interior do evaporador se encontra cheio até ao nível determinado pela bóia. Este nível é normalmente tal que a superfície interior do evaporador fica quase toda coberta pelo líquido. Daí o nome de serpentina inundada. Este tipo de evaporador é muito eficiente porque quase toda a superfície interior dos tubos fica em contato com o líquido refrigerante. A vaporização do refrigerante apenas se pode dar nos pontos em que o líquido fica em contato com as paredes relativamente quentes dos tubos. Apesar da sua eficiência, os evaporadores do tipo inundado são pouco usados em condicionamento de ar. Uma das razões é que é necessária uma carga maior de refrigerante do que para o sistema de expansão seca.

O evaporador de ar mais popular e mais usado é o de serpentina de expansão direta, ilustrado em diagrama na Figura P. O refrigerante é introduzido nesta serpentina através de uma válvula de expansão. A disposição comum, utiliza uma válvula de expansão térmica que mede a temperatura do gás refrigerante quando ele deixa a serpentina e calibra apenas a quantidade correta para manter o grau pré-determinado de super aquecimento.




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Da descrição precedente é evidente que a serpentina de expansão seca deve ser cheia com uma mistura de refrigerante líquido e gasoso. No lado de entrada da serpentina, a mistura é principalmente constituída por líquido. À medida que o refrigerante passa através da serpentina, retirando calor do ar que passa no exterior da serpentina, cada vez mais se vaporiza. Na saída da serpentina todo o refrigerante se evaporou e encontra-se ligeiramente superaquecido pela ação da válvula de expansão.

A serpentina típica de expansão seca, Figura Q, é uma serpentina multi-circuitada com dois a vinte e dois circuitos paralelos alimentados por uma válvula de expansão. Existe um dispositivo calibrador ou distribuidor de refrigerante entre a válvula de expansão e a parte da serpentina com tubos aletados. Este arranjo é ilustrado na Figura Q pelos dispositivos cônicos ligados aos tubos do distribuidor do tipo capilar. As saídas, ou coletores do gás de sucção, são claramente mostrados na figura.




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Ao projetar evaporadores de hidrocarbonetos fluoretados, é preferível alimentar o líquido pela parte de cima e colocar a união de sucção na parte de baixo. Deste modo, o óleo liberado pela ebulição do líquido é arrastado para baixo e daí expulso do evaporador pelo vapor a alta velocidade que entra no tubo de sucção.

A ação de uma serpentina com aletas usada para resfriar ar é muito simples se não houver condensação de umidade do ar nas superfícies frias. Contudo, em muitos trabalhos de condicionamento de ar, o evaporador não deve só resfriar o ar mas também condensar a umidade do ar. Quando ocorre a condensação, a ação do evaporador muda consideravelmente. Para que a umidade se condense nas aletas e tubos frios, a temperatura destas aletas e tubos deve ser inferior à temperatura do ponto de condensação do ar que toca a serpentina. Como é óbvio, se a temperatura da superfície for superior à temperatura do ponto de condensação do ar, não poderá haver condensação. Freqüentemente, quando o ar com uma temperatura com bulbo seco alta entra numa serpentina, a temperatura das aletas mantém-se bastante quente pelo contato com o ar relativamente quente, apesar do refrigerante frio dentro dos tubos. Quando isto ocorre, uma porção inicial da serpentina secará. Após o ar ter penetrado uma certa distância na serpentina e ser resfriado, a temperatura das aletas descerá até um ponto abaixo da temperatura do ponto de condensação do ar, dando-se condensação da umidade no resto da serpentina. Dado o fato de uma serpentina simples poder ter freqüentemente superfícies secas e úmidas, o cálculo das capacidades de resfriamento das tais serpentinas não é fácil; é necessário consultar tabelas de características do fabricante. As seguintes variáveis afetam a capacidade de uma serpentina de desumidificação: temperatura de bulbo úmido, temperatura de bulbo seco, velocidade de entrada do ar e temperatura de vaporização do refrigerante dentro da serpentina. A figura R mostra a capacidade de resfriamento de uma serpentina unida a várias temperaturas de refrigerante. Todas




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as outras condições tais como as temperaturas de bulbo seco e de bulbo úmido e a velocidade de entrada do ar são supostas constantes.

Combinações de Compressores e Serpentinas de Resfriamento

Como já se viu neste capítulo, a capacidade refrigerante de compressores individuais e de serpentinas de resfriamento variam consideravelmente com as mudanças na pressão de sucção. Apesar da capacidade de serpentinas e de compressores separados poder ser calculada sem dificuldade, o problema é diferente para achar a capacidade refrigerante e a pressão de sucção em funcionamento quando estão ligados entre si. Cada variação em um afeta o outro. É evidente que um aumento na velocidade do compressor origina um aumento na sua capacidade de bombeamento. Mas, ligando a uma serpentina com uma área de superfície fixa, a pressão de sucção descerá à medida que aumenta a velocidade porque a serpentina de resfriamento não poderá vaporizar refrigerante suficiente para manter a sua compressão original. Como resultado, o aumento na capacidade de bombeamento do compressor é inferior do que seria se fosse possível aumentar a área da serpentina juntamente com a velocidade do compressor. Assim, a capacidade de um sistema refrigerante não aumenta em proporção direta com a mudança de velocidade – o aumento é um pouco inferior. A capacidade e pressão de sucção reais de um sistema de refrigeração só se podem analisar considerando o compressor e a serpentina de resfriamento juntos.

É evidente que a variação nos diferentes fatores que afetam a operação de uma serpentina de resfriamento e compressor juntos, produz resultados que podem não ser evidentes à primeira vista. Vários fatores de compensação balanceiam as variações devidas a outros fatores. Por esta razão o efeito da variação na carga, pressão de sucção ou velocidade do compressor determina-se mais facilmente pelo método gráfico que se vai descrever.




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A curva da Figura H mostra claramente a diminuição na capacidade refrigerante de um compressor com temperatura de sucção descendentes. Por outro lado, a capacidade refrigerante de uma serpentina de resfriamento aumenta com as temperaturas de sucção descendentes, como se mostra na Figura R. Estas duas curvas mostram a capacidade refrigerante de um compressor e de uma serpentina de resfriamento individuais, separados e desligados. Se a serpentina for ligada à sucção do compressor, qual será a capacidade refrigerante do sistema como um todo? Estas perguntas podem ser respondidas traçando as curvas da Figura H e R num diagrama como se indica na Figura S. A capacidade refrigerante do sistema e a temperatura e pressão de sucção à qual ele opera, podem-se ler no ponto 1 que fica situado na interseção das duas curvas. A capacidade do compressor e da serpentina de resfriamento devem ser exatamente os mesmos porque com uma pressão de sucção constante, o peso do refrigerante bombeado pelo compressor e sempre igual ao peso vaporizado na serpentina de resfriamento. (A capacidade refrigerante do sistema apenas depende do peso do refrigerante circulado). Diagramas de combinação deste tipo constituem o único método prático de resolver problemas envolvendo um dado compressor e uma serpentina de resfriamento dados, ligados entre si.

As curvas da serpentina de resfriamento e do compressor da Figura S estão mostradas na Figura T. Se, ao invés de usarmos uma serpentina cujas características de capacidade estão representadas pela linha tracejada A; suponhamos uma serpentina diferente, cujas características estão representadas pela curva sólida B, conectada no mesmo compressor. A capacidade do sistema, tal como lida no ponto 2, diminuirá de 67 kW para 57 kW, e a temperatura de sucção no evaporador cairá de 4,50 C para 0,50 C.




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Suponha agora que a velocidade do compressor é reduzida de 29 rps para 14,5 rps. A qualquer pressão de sucção a capacidade do compressor variará diretamente com a velocidade. Assim, se a velocidade for reduzida a metade, a capacidade será também reduzida a metade, em outras palavras, a curva de capacidade do compressor diminui quando a velocidade diminui. Se ao se ligar o compressor trabalhando a baixa velocidade ao evaporador cuja capacidade é representada pela serpentina B, a capacidade e temperatura de sucção do sistema, como se lêem no ponto 3, serão respectivamente 36 kW e 6,30 C. Apesar de velocidade variável ser um método de controlar a capacidade dos compressores, não constitui um método normal nos compressores modernos. O uso de desativadores de compressão para este fim, será discutido num parágrafo posterior.

A capacidade refrigerante de uma serpentina de resfriamento varia não só com a temperatura de sucção, mas também com cada variação de temperatura ou velocidade do ar à entrada. Assim, as curvas A e B da Figura T podem representar a capacidade da mesma serpentina. A curva B representará a capacidade quando a temperatura ou a velocidade do ar à entrada forem inferiores às condições representadas pela curva A. Assim, se o compressor funcionar sempre à mesma velocidade, a capacidade refrigerante do sistema e a pressão do evaporador à qual o mesmo funcionará podem ser lidas, para várias temperaturas do ar de entrada, em pontos como 1 e 2 da Figura T. Uma curva diferente de capacidade da serpentina, traçada para cada temperatura ou velocidade diferentes do ar à entrada, será necessária para determinar a capacidade do sistema para as diferentes condições de ar à entrada.

Há economias inerentes na utilização de um motor elétrico de velocidade constante para mover um compressor. Projetando o compressor com desativadores de compressão, pode-se obter um controle de capacidade mantendo o compressor funcionando a velocidade constante. Já se viu anteriormente uma descrição dos desativadores de compressão e seu mecanismo de operação. Ilustrar-se-á agora o seu efeito na combinação de compressor e serpentina de resfriamento.

Na figura U traçou-se uma curva A, de capacidade da serpentina de resfriamento. É evidente que à temperatura de sucção de 10 C, a capacidade é de cerca de 80 kW e que a capacidade é de cerca de 46.2 kW quando a temperatura de sucção for de 100 C. A curva B é a capacidade refrigerante para um compressor de 6 cilindros, 70 mm x 50 mm, funcionando a 29 rps. O ponto de operação para a serpentina e o compressor será na interseção das duas curvas no ponto 1. Lê-se que a capacidade da combinação é de 68 kW a 4,20 C de sucção.

Suponha agora que diminui a necessidade de refrigeração. O mecanismo de desativação atuará e porá um cilindro a trabalhar em seco de modo a que só ficam cinco cilindros para bombear




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vapor refrigerante. Nestas condições a curva C é a capacidade do compressor e o ponto de operação da serpentina e do compressor com um cilindro desativado é o ponto 2. no novo ponto de operação a capacidade é de 61 kW e a temperatura de sucção cerca de 6,1 0 C. Se a carga de refrigeração continuar a descer, outros cilindros são desativados e os pontos de operação para dois ou três cilindros desativados são indicados na interseção das suas curvas com a linha A de capacidade da serpentina. Assim, com três cilindros ativos no compressor (três cilindros desativados), a combinação da serpentina de resfriamento e compressor terá uma capacidade de 44 kW a uma temperatura de sucção de 10,60 C.

Em instalações reais, podem-se ligar a um compressor dois ou mais evaporadores de tamanhos diferentes. Vendo a Figura V, a curva A representa a capacidade de uma serpentina de resfriamento e a curva B a capacidade de uma segunda serpentina. Como é óbvio, a uma qualquer temperatura de sucção a capacidade total das duas serpentinas de resfriamento ligadas entre si, será a soma das suas capacidades individuais. Assim, a capacidade do sistema quando ambas as serpentinas estão operando a 20 C acha-se adicionando as suas capacidades individuais, correspondentes aos pontos 4 e 5, e dando o ponto 7 como total. Os demais pontos que definem a curva C são obtidos do mesmo modo. Assim, a curva C representa a capacidade de resfriamento total quando as serpentinas funcionam ligadas entre si. Com ambas as serpentinas ligadas a um compressor, a capacidade e temperatura de sucção do compressor serão representadas pelo ponto 1. As capacidades das serpentinas individuais a esta temperatura de sucção serão representadas pelos pontos 8 e 9; o ponto 1 é , como se viu, a soma destas capacidades individuais.

Se a serpentina A for desligada mantendo a serpentina B ligada, a capacidade e temperatura de sucção do sistema cairão imediatamente para o ponto 2 na curva B. se, se deixar a serpentina A ligada e se cortar a serpentina B, a combinação do compressor e serpentina A terão 3 como ponto de operação, onde a capacidade de resfriamento é de cerca de 34 kW e a temperatura de sucção ligeiramente superior a 6,40 C.




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Quando se desliga a serpentina B, poderá ocorrer congelamento da serpentina A porque a temperatura do evaporador cairá abaixo dos 00 C. Para evitar isto, será necessário manter a temperatura de sucção num ponto acima de 00 C. Esta temperatura superior poderá ser mantida desativando-se cilindros como se descreveu anteriormente na descrição da Figura U.

Até aqui esta discussão apenas tratou de sistemas perfeitos nos quais não há quedas de pressão de vapor quando ele passa da serpentina de resfriamento para o compressor. Nas instalações reais, há sempre uma queda de pressão no tubo que liga a serpentina de resfriamento ao compressor. Como conseqüência, a pressão na serpentina de resfriamento será ligeiramente superior à pressão no compressor. Contudo, apesar desta queda de pressão, a massa do vapor bombeado pelo compressor deverá manter-se igual à massa vaporizado na serpentina, isto é, as suas capacidades em kW deverão manter-se iguais. Assim, num diagrama como o da Figura W, para um sistema de compressor alternativo usando Refrigerante-22, a capacidade e a temperatura saturada de sucção da serpentina podem-se representar pelo ponto 1. A capacidade e a temperatura correspondentes à pressão real de vapor no compressor, podem ser representadas pelo ponto 2. assim, a temperatura saturada de sucção no ponto 1 é de 10 C e no ponto 2 de –2,50

C. Nas tabelas vê-se que a pressão no ponto 1 é de 514,01 kPa e no ponto 2 é de 458,32 kPa. Isto significa que a queda de pressão no tubo de sucção é 55,69 kPa. Num diagrama como a da Figura W, a queda de pressão é indicada pela linha tracejada horizontal traçada entre os pontos 1 e 2.

Desempenho de Serpentina

No que diz respeito ao desempenho da serpentina a transferência de calor do refrigerante em ebulição dentro dos tubos para o ar passando no exterior dos tubos com aletas, envolve um número muito grande de variáveis. Normalmente, os fabricantes ensaiam as suas serpentinas e publicam os dados de desempenho. Uma serpentina com um diâmetro de tubo, espaço entre




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aletas e circuito certos que tenha sido projetada para Refrigerante-12 não deve ser usada com Refrigerante-22. a carga em kW/m2 de área será diferente para cada um dos Refrigerantes e poderão ser necessárias algumas alterações no circuito, apesar deste continuar a ter basicamente o mesmo projeto.

Evaporadores Tipo “Shell and Tube”

Existem dois tipos comuns de evaporadores de tipo “shell and tube” (carcaça e tubo) para fornecer água resfriada para sistemas condicionadores de ar. Eles são os mesmos dois tipos anteriormente discutidos com os evaporadores de serpentina de aletas e tubos: o tipo inundado e o tipo de expansão direta (seco). No tipo inundado, a carcaça contém um feixe de tubos através dos quais é bombeada água a resfriar. Cerca de metade a três quartos do feixe de tubos encontra-se mergulhado em líquido refrigerante que evapora por causa do calor recebido da água em processo de resfriamento.

Uma modificação do evaporador inundado é o tipo semi-inundado que apenas possui a fila de baixo dos tubos mergulhada no líquido refrigerante. Para este tipo, deve-se dar uma consideração especial à distribuição uniforme do refrigerante dentro da carcaça para assegurar, que sejam molhadas todas as superfícies de transferência de calor. Se isso não se fizer, tem de se usar uma carcaça maior para uma dada capacidade. No tipo totalmente inundado não existe problema, pois a ebulição violenta do refrigerante molha completamente a superfície exterior de todos os tubos. Com o nível mais baixo de refrigerante no tipo semi-inundado, uma calha, em todo o comprimento da carcaça, é empregada normalmente para assegurar uma boa distribuição de líquido refrigerante por baixo do feixe de tubos.

Os ensaios em laboratório mostraram que os tubos com aletas dão taxas de transferência de calor muito superiores às dos tubos lisos. Assim, para uma dada capacidade, um evaporador com tubos de aletas terá uma carcaça menor e menos tubos do que um evaporador com tubos lisos.

A passagem de líquido do evaporador inundado para o compressor pode constituir um problema em algumas condições de carga. É normal montar placas eliminadoras perto da saída do vapor refrigerante para travar a passagem do líquido. Em alguns projetos, as placas eliminadoras variam de resistência para equalizar a queda de pressão através do comprimento do evaporador. Tal disposição promove um fluxo uniforme de vapor e uma taxa alta de transferência de calor.




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No evaporador de expansão direta (seco) do tipo “shell and tube”, Figura X, o líquido refrigerante ferve e evapora-se dentro dos tubos enquanto a água é feita circular sobre o feixe de tubos. A carcaça contém vários defletores de modo que a água passe várias vezes através do feixe de tubos. Os feixes de tubos são como tubos em U ou tubos retos. A vantagem dos feixes com tubos em U é a de poderem ser removidos da carcaça em blocos para limpeza do lado dos tubos, de água. A vantagem do projeto de tubos retos é a de se poderem facilmente substituir tubos individuais se necessário. O projeto com tubo reto é mais usado correntemente.

Ao construir unidades de condicionamento de ar e de refrigeração, os fabricantes fornecem normalmente o tipo de expansão direta nos seus equipamentos menores, até cerca de 600 kW de capacidade, e o tipo inundado para unidades maiores. O tipo de expansão direta tem a vantagem de uma queda de pressão menor no circuito de água resfriada e de uma carga menor de refrigerante. Todos os evaporadores possuem controles para evitar congelamento, mas no caso de haver falha de funcionamento de um controle, o evaporador de expansão seco tem menos probabilidade de ser danificado por temperaturas alguns graus abaixo de 00 C. A água que congela no exterior dos tubos, provavelmente não arrebentará os mesmos e nem a carcaça, enquanto que nos evaporadores inundados, a expansão de água ao congelar dentro dos tubos, poderá destruí-los.

Desempenho de Evaporadores de Tipo “Shell and Tube” (Carcaça e Tubo)

Os fabricantes de evaporadores de carcaça e tubo procedem a ensaios laboratoriais, em condições cuidadosamente controladas, para determinar o desempenho das configurações dos seus projetos específicos. Se os mesmos vendem os evaporadores separadamente como resfriadores de água, a forma usual de dados de capacidade é uma série de curvas. Uma forma de apresentação é dada na Figura Y em que a capacidade em kW é dada em função de litros por segundo por quilowatt nominal para vários resfriadores de tamanhos diferentes com DTI/ ta

variável, onde:




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DTI = Diferença de temperatura inicial entre a água que entra no resfriador e o refrigerante em evaporação.

ta = Diferença em temperatura entre a água que entra no resfriador e a que o deixa.

Se o resfriador for combinado com um compressor e vendido em conjunto, Figura Z, para produzir água resfriada, a capacidade deve ser apresentada sob a forma de Tabela. A Figura AA é uma tabela de capacidade para um resfriador de água com compressor alternativo de 175 kW nominais e com um condensador resfriado por água. Como se pode ver, são indicados todos os parâmetros de seleção. O projetista do sistema no qual este equipamento seja incorporado apenas procura na tabela e acha a capacidade.

A queda de pressão, através do lado da água do resfriador do conjunto, pode ser apresentada na forma de tabela ou de diagrama.

Controle de Evaporadores

São desejáveis meios de alimentação automática do líquido refrigerante aos evaporadores quando as cargas são flutuantes. Para evaporadores do tipo de serpentina de expansão direta,




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válvulas de expansão com pressão constante e de expansão térmica variarão automaticamente a quantidade de refrigerante que passa para a serpentina de expansão direta.

CG 50B

GERADOR DE FRIO

TEMPERATURA DE CONDENSAÇÃO 0C

35 40 45

TEMP.DE

SAÍDADA

ÁGUA0C

QUEDADE

TEMP.DA

ÁGUA0C

CAP.kW l/s KW

COND.l/s

CAP.KW l/s KW

COND.l/s

CAP.KW l/s KW

COND.l/s

54,45,56,6

166167169

9,0 7,4 6,0

36,936,937,0

8,9 9,1 9,3

155156159

8,46,85,7

40,340,440,4

8,3 8,5 8,6

142144145

7,66,25,2

43,243,343,4

7,8 7,9 8,1

74,45,56,6

180181183

9,7 7,8 6,6

37,437,437,5

10,210,310,5

169170172

9,17,36,1

40,941,041,0

9,4 9,5 9,7

154156157

8,36,75,6

44,144,244,3

8,8 9,09,1

84,45,56,6

188189190

10,1 8,1 6,8

37,837,837,9

10,510,510,7

174176178

9,37,66,4

41,441,441,5

9,810,010,2

160162164

8,67,05,9

45,045,145,2

9,3 9,3 9,6

104,45,56,6

202203204

10,9 8,8 7,3

38,338,338,4

11,812,112,4

188190191

10,28,16,9

41,942,042,1

11,211,411,5

176177178

9,57,66,4

46,046,146,2

10,610,911,0

Figura AA

2.3.3-Válvula de Expansão




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Válvula de Expansão com Pressão Constante

A válvula de expansão com pressão constante mantém a pressão no evaporador e portanto, à sucção do compressor, a um ponto constante independentemente da carga. Esta válvula, Figura BB, é acionada por uma cápsula ou por um diafragma atuado pela pressão na serpentina. Se a pressão na serpentina tender a subir, o fole fechará ligeiramente a válvula e reduzirá o fluxo de líquido para a serpentina. Dado que menos líquido é vaporizado na serpentina, a pressão cairá até ao ponto para que a válvula está regulada. Por outro lado, se a pressão na serpentina descer, a mola abrirá a válvula, admitindo mais líquido e subindo assim a pressão dentro da serpentina.

A pressão de sucção de um sistema só tem tendência para variar quando a carga varia. Se a pressão de sucção num compressor for constante, a sua capacidade de refrigeração será também constante. Assim, a válvula de expansão com pressão constante porque mantém a pressão de sucção constante, tem tendência para manter a operação do compressor sempre à mesma carga. Ele realiza isso regulando a quantidade de líquido admitindo n serpentina, a qual, por seu lado, determina a área da superfície efetiva – isto é, a superfície interior em contato com o líquido refrigerante.

Dado que a válvula de expansão com pressão constante tem tendência para manter o sistema de refrigeração trabalhando à mesma capacidade – independentemente da capacidade real necessária – não é aplicável a compressores de funcionamento constante operando em condições




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de carga variável. Contudo, quando os compressores são controlados por termostatos atuados pela temperatura da sala, as válvulas de expansão com pressão constante são satisfatórias. Quando o compressor trabalha, a sua capacidade indicada total é necessária. Uma válvula de expansão com pressão constante só é satisfatória para sistemas em que o compressor atue a aproximadamente a carga máxima quando funciona. Pode assim ser usada para sistemas pequenos em que o compressor seja operado intermitentemente. As válvulas de expansão com pressão constante não podem ser usadas se mais do que uma serpentina estiver ligada ao compressor. Se a carga numa serpentina descer a pressão dessa serpentina tenderá normalmente à descer. Contudo, devido ao fato de ambas as serpentinas estarem ligadas a mesma linha de sucção, a pressão igualar-se-á na linha de sucção interferindo assim com a operação das válvulas individuais.

Válvula de Expansão Termostática

As válvulas de expansão termostáticas são muito usadas para trabalhos de condicionamento de ar porque têm duas vantagens importantes sobre outros tipos:

1. Ajustam automaticamente a quantidade de líquido admitido na serpentina de acordo com a carga de refrigeração.

2. Permitem a operação de qualquer número de evaporadores em paralelo com um compressor – tendo cada evaporador a sua própria válvula de expansão termostática.

A válvula de expansão termostática é atuada pela temperatura e pressão do vapor refrigerante à saída do evaporador. Contudo não responde isoladamente à temperatura ou pressão; é atuada por uma combinação das duas que dá como conseqüência responder a válvula somente ao superaquecimento do vapor que deixa a serpentina de resfriamento. Se for admitido numa serpentina suficiente líquido refrigerante para molhar quase a totalidade da superfície interior, a temperatura do vapor que sai da serpentina será próxima da temperatura do líquido em ebulição. Contudo, se o fornecimento do líquido for reduzido, ele vaporizar-se-á bastante antes de atingir a saída da serpentina. A porção restante do interior da serpentina ficará seca pois não haverá líquido em contato com ela. Esta porção seca da serpentina superaquecerá o vapor. Quanto mais for reduzida a alimentação de líquido mais o vapor será superaquecido.

Como a válvula está ajustada para manter o vapor a um determinado grau de superaquecimento, ela abrirá e admitirá só se o superaquecimento for superior aquele para o qual ela está ajustada para manter. Por outro lado, se o superaquecimento for inferior, a válvula restringirá o fluxo de líquido para a serpentina.

Na construção a válvula de expansão termostática, Figura CC, é semelhante à válvula de pressão constante. A única diferença é que se juntam um bulbo térmico e um fole adicional e que a posição da mola é invertida. Em vez da mola trabalhar contra a pressão de sucção trabalha com a pressão de sucção. As pressões de sucção e da mola tendem ambas a fazer subir a haste e fechar assim a válvula. A pressão de sucção exerce-se dentro do fole de baixo através da abertura A se não estiver montado tubo de equalização. (Por agora, não ligue ao tubo de equalização e




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considere esta abertura na válvula como estando tapada). Contrariando esta tendência da mola e da pressão da serpentina para fechar a válvula, existe a pressão exercida pelo fluido refrigerante no bulbo térmico. O bulbo está ligado ao tubo de sucção ou inserido nele. Em qualquer dos casos, o líquido dentro do bulbo está sempre a uma temperatura que é aproximadamente a mesma que o vapor superaquecido tem ao deixar o evaporador. O líquido no bulbo é normalmente o mesmo refrigerante usado no sistema. Líquido suficiente é sempre vaporizado dentro do bulbo para manter a pressão no tubo de ligação e fole à pressão de saturação correspondente à temperatura do líquido dentro do bulbo. Dado que a temperatura do líquido dentro do bulbo é realmente muito aproximada da temperatura do vapor refrigerante superaquecido que deixa a serpentina, a pressão exercida pelo vapor na cápsula de cima é superior a pressão real dentro da serpentina de resfriamento e dentro da caixa de baixo. Assim, se o Refrigerante-12 ferve a 40 C na serpentina de resfriamento e é superaquecido para 100 C antes de deixar a serpentina a pressão dentro da cápsula de cima será de cerca de 423,3 kPa (absoluto), enquanto a pressão dentro da cápsula de baixo será de cerca de 351,2 kPa absoluto. Por outras palavras há uma diferença de 72,1 kPa (absoluto) que tende a abrir a válvula. Esta diferença de pressão de 72,1 kPa (absoluto) será, com certeza, suficiente para abrir a válvula e mantê-la completamente aberta se não houver a mola. Por um ajustamento correto do parafuso de regulagem a mola compensa a diferença de pressão e mantém sempre a válvula numa posição de equilíbrio. Assim, a válvula apenas admite o líquido suficiente para que o vapor à saída da serpentina esteja superaquecido 60 C. Contudo, se a temperatura do vapor à saída da serpentina aumentar, digamos para 160 C e a temperatura de ebulição na serpentina se mantiver a 40 C, a válvula abrirá. Será admitido mais líquido para reduzir o superaquecimento, porque a pressão no fole de cima aumentará até à pressão de saturação correspondente a 160 C, isto é, até cerca de 505,9 kPa absoluto. Como a pressão na cápsula de baixo continuará a ser 531,2 kPa absoluto, o desequilíbrio de pressão será de cerca 21 psi. Este desequilíbrio de pressão fará descer a haste até que a mola tenha uma compressão suficiente para exercer uma pressão de equilíbrio na direção ascendente. Dado que o bulbo tem de ser comprimido para obter esta pressão de equilíbrio a válvula abrirá mais admitindo mais líquido e reduzindo o superaquecimento para o normal. Assim, a válvula de expansão térmica admite sempre tanto líquido quanto o requerido pela carga na serpentina.




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A pressão de sucção não permanece constante mas varia com a carga. Quaisquer quantidades de serpentinas evaporadoras podem ser ligadas a um compressor, mas cada uma deve ter a sua válvula de expansão e um comprimento do tubo de descarga suficiente para acomodar o bulbo da válvula de expansão. A pressão à sucção do compressor será completamente determinada pelas cargas compostas em todas as serpentinas, mas em cada serpentina individual só será admitido o líquido suficiente para manter o superaquecimento.

Em outras palavras, a válvula apenas admitirá a quantidade de líquido requerida pela carga de refrigeração na serpentina. Para um determinado ajuste da válvula de expansão a queda de pressão entre a saída da válvula e a saída da serpentina fará com que a válvula reduza a alimentação de líquido. Desde que haja alguma queda de pressão através de todas as serpentinas, deve-se usar um método de compensação para essa queda.

O melhor método para compensar a queda de pressão é montar tubos de equalização. Uma válvula com uma ligação de tubo de equalização é ilustrada na Figura CC. Em tal válvula a abertura “A” será fechada e a linha de equalização irá desde a câmara da cápsula de baixo até um ponto na linha de sucção vizinha do bulbo térmico, como se indica com o tubo tracejado. Deste modo a pressão real do vapor superaquecido à saída da serpentina exercer-se-á na cápsula de baixo. Se a pressão e a temperatura forem tomadas no mesmo ponto, é possível manter com precisão qualquer superaquecimento desejado à saída da serpentina. Assim, mesmo que a pressão do líquido deixando a válvula da Figura CC seja 310 kPa (absoluto), a pressão na cápsula inferior apenas será de 240 kPa (absoluto) se ocorrer uma queda de pressão de 70 kPa na serpentina. Com uma ligação de equalização destas, a válvula admitirá tanto líquido quanto o necessário para manter o superaquecimento à saída da serpentina a 60 C. Muitas válvulas são atualmente fabricadas com câmaras seladas e tomadas para linhas de equalização, devendo estas ser usadas sempre que possível.

2.3.4-Condensadores

A finalidade primária do condensador é liquefazer o vapor refrigerante. Como se discutiu anteriormente, o calor adicionado ao refrigerante no evaporador e no compressor deve ser transferido, no condensador, para outro meio. Este meio é o ar ou água usados para resfriar o condensador. Os condensadores usando água e ar para o resfriamento, serão discutidos nesta secção.

Condensadores Resfriados a Água

A água de condensação deve ser não corrosiva, limpa, barata, abaixo de uma certa temperatura máxima e disponível em quantidade suficiente. O uso de água corrosiva ou suja resultará em altos custos de manutenção dos condensadores e dos tubos. A água suja, como a vinda de um rio, pode ser normalmente filtrada economicamente se não for corrosiva; a água corrosiva se estiver limpa pode ser por vezes tratada economicamente para neutralizar as suas propriedades corrosivas. Uma fonte de água barata que tenha de ser filtrada e tratada quimicamente, não será provavelmente de utilização econômica sem alguns meios de conservação, tais como um condensador evaporativo ou uma torre de resfriamento.

A água que circula em condensadores evaporativos e em torres de resfriamento deve ser sempre tratada para reduzir a formação de escamas, algas e depósitos calcários. Um tratamento




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excessivo de água pode, contudo, gastar produtos químicos dispendiosos e resultar em tanta manutenção como um tratamento pouco profundo. Para todos os problemas de água de resfriamento é recomendada a utilização dos serviços de um especialista em tratamentos de água.

Os quatro tipos comuns de condensadores resfriados a água são:

1. Tubo e Tubo

2. Tubo duplo

3. Carcaça e serpentina (shell and coil)

4. Carcaça e tubo (shell and tube)

Condensador de Tubo Duplo

Nos tempos primitivos da refrigeração, usou-se muito o condensador de tubo duplo para amônia e anidrido carbônico. O condensador consistia em tubos de 32 mm dentro de tubos de 50 mm. A água passava através do tubo de 32 mm enquanto o vapor refrigerante se condensava no espaço anelar entre os tubos de 50 mm e 32 mm. Os tubos do condensador estavam normalmente dispostos em séries verticais em estrados.

Condensador de Tubo Duplo

A Figura FF mostra um condensador de tubo duplo. Constitui um projeto moderno do princípio do tubo duplo e é de uso comum em condensadores com capacidades até 26 kW. Em muitos projetos a água passa através do tubo interior que pode ser tubo de cobre ou aço de 20 mm ou 22 mm. Um tubo de aço ou cobre com 25 mm ou 32 mm envolve o tubo interior e o refrigerante passa no espaço anelar entre os dois tubos.




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A disposição de tubo duplo é por vezes disposta em serpentina de 30 a 50 cm de diâmetro, como na Figura FF. Uma disposição compacta pode ser obtida colocando um compressor hermético dentro de uma serpentina de tubo duplo, apesar desta disposição pode originar desvantagens em relação à manutenção.

Carcaça e Serpentina (Shell and Coil)

Um condensador de carcaça e serpentina não é mais do que uma serpentina de cobre montada dentro de uma carcaça de aço. A água passa através da serpentina e o gás refrigerante vindo do compressor é descarregado dentro da carcaça para se condensar no exterior dos tubos frios. Em muitos projetos, a carcaça serve também como receptor de líquido.

O condensador de carcaça e serpentina tem um custo de fabricação relativamente baixo, porém em contrapartida possui uma maior dificuldade com respeito a manutenção. Caso haja um vazamento de refrigerante na serpentina, tem de se retirar a parte superior da carcaça e extrair a serpentina a fim de se fazer o reparo. A disposição em forma de serpentina ocasiona dificuldades na limpeza, enquanto os tubos retos são mais fáceis de se limpar. Dessa forma, com alguns tipos de água de resfriamento pode ser difícil manter uma alta taxa de troca de calor com um condensador de carcaça e serpentina.




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Condensador de Carcaça e Tubo (Shell and Tube)

O condensador de carcaça e tubo, ilustrado na Figura GG, permite instalar uma grande quantidade de superfície de condensação num espaço relativamente pequeno. O condensador consiste numa grande quantidade de tubos de 16 ou 20 mm montados dentro de uma carcaça de aço. A água passa por dentro dos tubos e o vapor passa por fora, à volta da acomodação dos tubos. O vapor condensa-se na superfície exterior dos tubos e cai no fundo do condensador, o qual pode ser usado como um receptor para armazenamento do líquido refrigerante. Os condensadores de carcaça e tubos são utilizados em praticamente todos os sistemas de refrigeração resfriados a água.

A fim de obter um alto coeficiente de transferência de calor através da superfície de um condensador, é necessário que a água passe através dos tubos a uma velocidade relativamente alta. Por esta razão, os tubos nos condensadores de carcaça e tubo são separados em vários

grupos – a mesma água passa em serie através de cada um desses diferentes grupos. Um condensador com quatro grupos de tubos é conhecido como um condensador de quatro passagens porque a água passa quatro vezes para frente e para trás ao longo do seu comprimento. Os condensadores de quatro passagens são comuns apesar de se poder usar qualquer número razoável de passagens. Quanto menor for o número de passagens de água no condensador, maior será o número de tubos em cada passagem.

O atrito da água ao passar através de um condensador com poucas passagens será menor do que através de um que tenha mais passagens. Isto significa que o custo da potência para bombear a água através de um condensador, será menor quanto menor forem o número de passagens.

O aumento da temperatura de água no condensador, é um fato importante no cálculo de circuito do condensador. Conhecendo-se este parâmetro, pode-se determinar a quantidade de água necessária. Uma vez determinado este valor o condensador é selecionado de modo a ter os circuitos que ofereçam a menor perda de pressão para este fluxo de água.




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Água Requerida

A quantidade de água requerida para arrastar o calor fornecido pelo refrigerante depende do aumento da temperatura de água. A discussão que se segue apenas trata do problema de determinar a quantidade de água necessária quando se conhece o aumento permissível da temperatura. O método de determinação deste aumento permissível da temperatura será discutido posteriormente nesta secção.

De acordo com a fórmula, para a água, cujo calor específico é a 4,19 kJ/kg .C0, a fórmula escreve-se:

Q DT 4,19 m

ou,

4,19DT

Q m

em que

m = massa de água requerida, kg por horaQ= calor transferido do refrigerante em condensação para a água, kj/hDT= diferença de temperaturas da água à entrada e saída do condensador4,19 = calor específico de água em kj/kg0CEssa última fórmula mostra a massa de água exigida para a condensação. Normalmente expressa-se quantidade de água em litros por segundo, razão pela qual há necessidade de se converter fluxo em massa para fluxo em volume. Como trata-se de água, a conversão é simples, pois o coeficiente é 1, uma vez que 1 kg de água é igual a 1 litro de água. A fórmula passa então para:

Como

4,19DT

Q F (6)

em que

F = quantidade de água em litros por segundo

Condensadores de Ar




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O uso de ar seco para fins de condensação está se generalizando. Está sendo atualmente usado em aplicações em que a carga unitária simples é superior a 70 kW. As razões primárias para a generalização são: (1) o ar está sempre à disposição e não há problemas para sua descarga; (2) o custo primário, é inferior a quaisquer outros meios de condensação envolvendo conservação de água; (3) os custos de manutenção são reduzidos.

Há contudo algumas desvantagens que devem ser citadas, tais como: (1) são necessários grandes volumes de ar que podem causar problemas de ruídos; (2) os custos de operação são superiores porque a potência para mover o compressor à carga total ou parte dela, é maior; (3) o condensador de ar aumenta em capacidade quando a carga do sistema desce, criando problemas de operação com a carga parcial; (4) surgem problemas de arranque a temperatura exteriores baixas.

Nada se pode fazer para ultrapassar as duas primeiras desvantagens. O problema da carga parcial tem tido várias soluções como motores de ventilador de muitas velocidades para variar o fluxo de ar sobre a serpentina do condensador e portanto a sua capacidade. Isto é uma solução dispendiosa e insatisfatória porque é impossível reduzir suficientemente a quantidade do ar. Venezianas com muitas aberturas sobre a serpentina do condensador são menos caros do que os motores com muitas velocidades e dão uma redução superior da quantidade do ar que segue mais próximo à variação de capacidade num ponto.

Provavelmente a melhor solução para as cargas parciais e para os problemas de arranque é inundar a superfície do condensador com refrigerante líquido.

Tipos de Condensadores à Ar

Os modernos condensadores a ar, são dotados de ventiladores do tipo hélice, ou do tipo centrífugo, para moverem o ar através do condensador.

Características dos Condensadores

As características são apresentadas de dois modos gerais pelos fabricantes de condensadores à ar. Um dos modos é apresentar a capacidade de condensação a varias diferenças de temperatura entre o ar que entra e as de condensação. Estes dados são então comparados o desempenho do compressor à mesma temperatura de condensação e o projetista do sistema determina o equilíbrio dos dois componentes. Recentemente, os fabricantes assumiram a obrigação de fazerem este equilíbrio para os componentes que fabricam. Fazendo isto, o benefício do sub-resfriamento no condensador pode ser aproveitado para vantagem do sistema completo. As combinações resultantes dos componentes assim associados resultam num baixo custo inicial e um custo de operação mais baixo para aplicações normais de condicionamento de ar. Na Tabela C acham-se um compressor de 100 kW nominais e dois condensadores de ventilador de hélice de tamanho diferente. (As características dos condensadores com ventilador centrífugo são dadas do mesmo modo). A utilização desta tabela é ilustrada no seguinte exemplo:




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COMPRESSORMODELO

HF-230 R-22

CONDENSADORMODELOCA-3008

CONDENSADORMODELOCA-4008

TEMPERATURA AMBIENTE 0C 30 35 40 45 30 35 40 45

TEMP.SUCÇÃO

0C

-7CAP. NOM. kW 71,8 65,6 59,5 53,0 73,8 67,4 61,2 55,1

POTÊNCIA 22,7 23,6 24,7 25,1 22,1 23,1 24,1 24,8

-1CAP. NOM. kW 89,1 82,6 75,6 68,3 92,6 85,6 77,9 70,9

POTÊNCIA 25,0 26,4 27,6 28,5 24,2 25,6 27,0 28,1

4,5CAP. NOM. kW 109,3 100,2 91,4 - 114,0 104,9 95,5 86,4

POTÊNCIA 27,6 29,3 30,9 - 26,1 28,1 29,8 31,5

10CAP. NOM. Kw 128,3 119,0 110,2 - 133,0 124,2 114,6 -

POTÊNCIA 29,7 32,0 33,9 - 27,7 30,2 32,5 -

TABELA C

2.4- Linhas frigorigenas.




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Todos os tubos que ligam as diferentes partes do sistema refrigerante devem ser devidamente dimensionados e montados. Um tubo demasiado pequeno ou mal montado causará problemas de operação. A tubulação para todos os sistemas de refrigeração consiste em quatro secções principais:

1. A linha de líquido que liga o receptor de líquido à serpentina de resfriamento.

2. A linha de sucção que liga a serpentina de resfriamento ao compressor.

3. A linha de descarga que liga o compressor ao condensador.

4. A linha de drenagem do condensador que liga o condensador (se não tiver um sub-resfriador integral) ao receptor de líquido.

Quando um fluido passa num tubo, há uma perda de pressão devido ao atrito entre o fluido e a parede do tubo. Esta perda de pressão não pode ser evitada, mas o seu efeito pode ser reduzido dimensionando devidamente o tubo. Quanto maior for a massa do fluido a passar num dado tubo, maior será a sua velocidade e, portanto, maior a sua perda de pressão. Além disso, quanto mais comprido for o tubo maior será a queda de pressão do fluido que passa dentro dele. Assim, para uma dada capacidade, os tubos compridos devem ter um diâmetro superior ao do dos tubos curtos.

Dimensionamento de Linhas de Líquido

O dimensionamento de linhas de líquido é consideravelmente menos crítico do que o dimensionamento de outras linhas do sistema. Esta linha transporta o refrigerante entre o receptor e o evaporador e apenas manobra refrigerante no estado líquido. Por isso, o óleo que circula no sistema é transportado sem quaisquer problemas. A queda de pressão na linha de líquido tem um efeito mínimo na operação da totalidade do sistema. Não há penalizaçao direta no compressor como sejam aumento de potência ou redução de capacidade. Uma queda alta de pressão na linha de líquido reduzirá, contudo, a pressão existente à entrada da válvula de expansão e, portanto, pode afetar o seu tamanho.

Ao mesmo tempo, a queda de pressão numa linha de líquido deverá ser mantida num valor razoável para evitar problemas de evaporação gasosa repentina. Assim, o comprimento da linha, a quantidade de refrigerante que passa na linha e a diferença em altura entre o receptor e o evaporador têm toda uma influência no caso da evaporação repentina constituir ou não um problema. Por esta razão, é desejável ter um sistema razoavelmente compacto para reduzir o comprimento dos tubos e diminuir ao mínimo a perda de pressão.




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Considera-se geralmente boa prática limitar a queda de pressão total em linhas de líquido para um valor equivalente à variação de temperatura de 10 C. Ao projetar um sistema de condicionamento de ar, isto corresponde a 29 kPa para o R-12 e 41 kPa para o R-22.

Ao dimensionar a linha de líquido deve-se ter em conta a velocidade. A boa prática indica que se deve manter a velocidade abaixo de 1,5 m/s. este limite foi estabelecido por causa de possibilidade de golpes de líquido e a vibração e ruído daí resultantes causadas pela ação de válvulas solenóide ou outras válvulas de ação por mola.

Outra consideração no dimensionamento de linhas de líquido é o efeito da pressão reduzida devido à diferença em altura entre o receptor e o evaporador. Se a diferença de pressão devida à variação em altura for demasiadamente grande, ocorre evaporação repentina a qual é prejudicial para a vida e capacidade das válvulas solenóide e das válvulas de expansão. Como se discutiu já neste capítulo, o sub-resfriador é muitas vezes necessário para evitar evaporação repentina na linha de líquido quando existem diferenças em altura.

Dimensionamento de Linhas de Sucção

A linha mais critica no sistema de tubulação é a linha de sucção que transporta vapor refrigerante do evaporador para o compressor. Deve ter uma velocidade suficientemente alta para transportar o óleo de volta ao compressor nas linhas horizontais e verticais com fluxo ascendente. Simultaneamente deve ter uma queda de pressão mínima para evitar penalizações na capacidade e potência do compressor.

A queda de pressão na linha de sucção aumenta o volume de gás refrigerante que deve ser trabalhado pelo compressor para uma dada capacidade em kW. Como o compressor alternativo é uma máquina de volume constante, a queda de pressão significa capacidade reduzida. A capacidade é também afetada de outro modo. A uma temperatura fixa de condensação a taxa de compressão aumenta quando diminui a pressão de sucção. Como já se viu, quando a taxa de compressão aumenta, o rendimento volumétrico diminui resultando daí uma diminuição na capacidade do compressor. A potência necessária para mover o compressor também aumenta quando a taxa de compressão aumenta.

A queda de pressão deve, assim, ser mantida num mínimo mas também se devem considerar os problemas econômicos decorrentes do aumento do tamanho da linha. Para aplicações normais de condicionamento de ar, com temperaturas de sucção na gama de 40 C a 100 C, é de boa prática usar uma queda de pressão total de 14 kPa na seleção de linhas de sucção para R-12, e de 21 kPa para as linhas de R-22. Existe uma perda de temperatura de cerca de 10 C.

Ao dimensionar linhas para temperaturas de sucção inferiores, recomenda-se manter o máximo de 10 C de temperatura de perda. A sucção a –180 C isto representa limitar a queda de pressão da linha de sucção para 7 kPa para R-12 e 10 kPa para R-22.

A velocidade do gás é outra coisa a ter em conta no dimensionamento de linhas de sucção. Determinou-se praticamente que a velocidade mínima necessária para mover óleo em linhas




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horizontais de sucção é de 2,5 metros por segundo. Quando a linha de sucção sobe, são necessárias velocidades maiores para transportar o óleo para cima. A velocidade mínima em linhas verticais de sucção com fluxo ascendente, achou-se ser de 5 metros por segundo. Os degraus de fluxo ascendente devem ser verificados para capacidades mínimas com carga parcial e a velocidade determinada nessas condições. Se a velocidade à carga mínima descer abaixo dos 5 metros por segundo, será necessário usar degraus duplos conforme já mencionado anteriormente.

A consideração final do dimensionamento de linhas de sucção é a velocidade máxima. Achou-se praticamente que se se pretender eliminar o ruído excessivo será necessário manter as velocidades em todas as linhas de sucção abaixo dos 20 metros por segundo. Isto deverá ser verificado cada vez que for necessário dimensionar linhas de sucção.

Dimensionamento de Linhas de Descarga de Gás

Ao dimensionar linhas de refrigerante situadas entre a válvula de descarga do compressor e o condensador, algumas das considerações discutidas no dimensionamento de linhas de sucção também são aplicáveis. A queda de pressão não é tão crítica, mas a velocidade deve ser adequada para assegurar o fluxo do óleo junto como o vapor refrigerante.

A queda de pressão na linha de descarga aumenta a taxa de compressão e aumenta assim a potência necessária para mover o compressor. Ao mesmo tempo o rendimento volumétrico diminui com o aumento da taxa de compressão a qual resulta em redução da capacidade do compressor.

Ao considerar todos estes fatores a prática indica que as linhas de descarga de gás podem ser dimensionadas para uma queda de pressão superior à das linhas de sucção. Para R-12, a perda de pressão máxima aceitável é de 28 kPa e para R-22 é de 41 kPa. A penalização de temperatura caso esses limites sejam atingidos, é de cerca de 10 C.

As linhas de descarga de gás devem ser também verificadas quanto à velocidade. Às linhas de descarga de gás aplicam-se as mesmas velocidades mínimas para movimento correto do óleo que se aplicam às linhas de sucção, isto é, 5 m/s nos degraus verticais de fluxo ascendente e 2,5 m/s nas linhas horizontais. A velocidade máxima aceitável, baseada em considerações de ruídos é de 20 m/s. Estas velocidades devem ser verificadas ao dimensionar linhas de descarga de gás.

Dimensionamento das Linhas de Drenagem do Condensador

Num sistema que possua um sub-resfriador construído no condensador, não se encontra nenhuma linha de drenagem do condensador. Neste caso a linha de drenagem do condensador faz parte do conjunto. Ela transporta refrigerante líquido da superfície do condensador para um pequeno acumulador que fornece um vedante líquido antes da secção de sub-resfriamento. Mesmo assim poderá usar-se um receptor auxiliar num sistema com um condensador contendo um sub-




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resfriador nele construído. A linha que sai desta unidade é uma linha de líquido e é como tal dimensionada.

A linha entre o condensador e um receptor líquido, quando se utiliza tal disposição deve ser dimensionada cuidadosamente. Enquanto é quase impossível super-dimensionar tal linha, o sub-dimensionamento deverá ser evitado. Uma linha subdimensionada pode restringir o fluxo de refrigerante até um ponto em que alguma parte dele permaneça no condensador. Se a parte da superfície do condensador estiver inundada, a capacidade reduzir-se-á. Isto origina uma elevação na pressão, diminuindo a capacidade total do sistema. Ao mesmo tempo subirá a potência necessária para mover o compressor.

Há alguns pontos que o projetista da tubulação deve sempre considerar.

1. A distância entre o condensador e o receptor deve ser mantida tão pequena quanto possível.

2. O condensador deve ficar mais alto que o receptor. As alturas mínimas são indicadas nas Tabelas de Dimensionamento de Tubos 6-12 e 6-22. É desejável estar o máximo possível acima desses mínimos.

3. Se o sistema tiver um condensador resfriado a ar é preferível, conforme indica a prática, colocar o receptor dentro do edifício. Devem-se fornecer alguns meios positivos, de isolar o receptor do condensador, durante os longos períodos em que o equipamento estiver parado (época de frio por exemplo).

Princípios de Tubulação

Tubo de cobre e acessórios de cobre são quase exclusivamente usados com os Refrigerantes R-12 e R-22. O uso de cobre elimina as dificuldades com incrustações e gorduras encontradas freqüentemente quando se usam tubos e acessórios de aço.

Apesar de haver à disposição acessórios fundidos e forjados, usam-se geralmente acessórios forjados. Poderá ocasionalmente haver fugas através das porosidades dos acessórios fundidos. Se, se usarem acessórios fundidos, eles deverão ser com fundição de textura granulada fina a fim de eliminar o perigo de fugas. Em trabalhos de refrigeração usam-se os acessórios normalmente soldados em vez de rosqueados. Nesses acessórios, o tubo desliza para dentro do acessório e a junção faz-se utilizando solda de alta temperatura.

Deverá evitar-se qualquer fuga de refrigerante. Uma fonte freqüente de fugas é a gaxeta das hastes das válvulas. Para eliminar isso, usam-se freqüentemente válvulas sem gaxetas, do tipo das duas ilustradas no lado esquerdo da Figura TT. Nestas válvulas usa-se um diafragma ou uma cápsula para vedar a haste da válvula. As maiores válvulas têm todas gaxeta na haste. Nas válvulas de contra-sede com tampas de haste, como se mostra na válvula da direita da Figura TT. As válvulas de contra-sede possuem duas sedes – uma que é a normalmente encontrada em válvulas e a segunda que evita que o refrigerante entre em contato com a gaxeta quando a válvula está toda aberta. A fim de evitar fugas através do empanque nas válvulas de contra-sede,




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elas devem estar bem fechadas ou todas abertas; não se devem deixar numa posição intermediária.

Os tubos devem ser sempre ensaiados quanto a fugas antes de se carregar o sistema com o refrigerante. Um procedimento é esvaziar o sistema de tubulação com uma bomba de vácuo, carrega-lo com refrigerante a uma pressão de cerca de 68 kPa manométrico e depois admitir azoto seco até a pressão ser de 1035 kPa manométrico. Se não houver nenhuma queda de pressão num período de várias horas, o sistema está estanque. Uma queda de pressão em pouco tempo indica uma ou mais fugas no sistema. As fugas podem-se detectar facilmente cobrindo as juntas com uma solução de sabão. O gás que escapa fará bolhas.

Se não se detectarem fugas importantes, o sistema de refrigeração completo deverá ser verificado quanto a fugas pequenas. Isto pode-se fazer com um detector eletrônico de fugas, geralmente conhecido como “snifter” ou com um detector de fugas de halogênio. Todas as partes do sistema submetidas a pressão do refrigerante devem ser ensaiadas lentamente e sistematicamente. No caso de tocha de halogênio, a presença de refrigerante a escapar-se dará uma cor verde à chama se a fuga for pequena ou azul carregado com ponta avermelhada se a fuga for grande.

Nunca se deve usar ar pois condensar-se-á umidade no interior da tubulação quando o ar for comprimido. Esta umidade será difícil de remover. Nunca se devem usar oxigênio ou acetileno normalmente existentes durante a montagem, por causa do grande perigo de explosões. O azoto seco é barato e seguro e pode-se remover facilmente do sistema.

Carga de Refrigerante

Quando se tiverem de realizar reparações numa instalação de refrigeração, o refrigerante deve ser retirado do sistema ou isolado no condensador ou no receptor. Por esta razão, o receptor ou o condensador devem ter volume suficiente para manter a carga total do refrigerante liquefeito.




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Capacidade de Armazenamento

Quando a quantidade total aproximada de refrigerante no sistema tenha sido determinada, pode-se verificar a capacidade do condensador ou do receptor. Se não se conseguir esvaziar e armazenar a carga total em 80% do volume do condensador ou do receptor, deve-se prever uma capacidade adicional de armazenamento. Não se deve usar mais do que 80% do volume do condensador ou do receptor porque se deve deixar algum espaço para a expansão do líquido.

Acessórios

Para a instalação completa de um sistema de refrigeração são necessários diferentes acessórios. Na sua maioria, os preços e dimensões físicas desses acessórios são baixos. Os acessórios são, contudo, essenciais para o funcionamento correto da instalação de refrigeração.

Redes e Filtros

Muitas das dificuldades que ocorrem em sistemas de refrigeração são devidas à presença de sujeira, partículas de solda das ligações e composto do tubo. Seja qual for o método de limpeza do sistema, estes materiais estranhos não podem ser removidos na sua totalidade. Eles serão transportados através dos tubos pelo refrigerante e, se atingirem as válvulas de solenóide ou de expansão, interferirão com seu funcionamento. A sujeira alojada na sede de uma válvula solenóide evitará o seu fecho completo. As válvulas de expansão térmica têm pequenos orifícios e sedes que se entopem facilmente com matérias estranhas. Por esta razão deve-se sempre instalar um filtro de rede na linha de líquido antes das válvulas de solenóide e de expansão térmica.

Um filtro de rede típico é ilustrado na Figura UU. O cesto de malha apertada – normalmente feito de bronze ou monel – pode ser retirado para limpeza sem desligar os tubos. A fim de permitir a limpeza destes filtros, devem-se montar válvulas de serviço antes dos filtros de rede e depois das válvulas de expansão térmica.




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Separadores de Detritos

Deve haver sempre um separador de detritos no lado de sucção do compressor. Este separador é apenas constituído de uma rede para recolher qualquer solda ou sujeira que possa ser transportada na linha de sucção. Se esse material entrasse no compressor poderia danificá-lo. O separador de detritos é construído como peça integral de muitos compressores. Contudo, para os compressores que não são normalmente fornecidos com este dispositivo, deve-se instalar um separador de detritos na linha de sucção e o mais perto possível do compressor.

Válvulas Solenóide

As válvulas solenóide são muito usadas em sistemas de condicionamento de ar para controlar o fluxo do refrigerante líquido para as serpentinas de resfriamento. São operadas por meio de um enrolamento de fio à volta de um núcleo em ferro macio, formando assim um eletromagneto. Quando a corrente passa através da bobina a haste da válvula é levantada abrindo assim a válvula. Quando se interrompe a corrente, a válvula fecha-se por gravidade ou por ação de uma mola.

As válvulas solenóide são normalmente montadas diretamente antes da válvula de expansão. Quando apenas está ligada uma serpentina de resfriamento, a válvula abre-se normalmente quando o compressor arranca e fecha-se quando ele pára. Deste modo, não entra nenhum líquido refrigerante no evaporador durante os períodos em que o compressor está parado.

Se o compressor for arrancado e parado automaticamente, é melhor não usar o termostato da sala e arrancar ou para diretamente o compressor. Um método melhor é ter o termostato aberto e fechar a válvula solenóide do líquido. Com a alimentação de líquido para a serpentina de resfriamento cortada pela válvula solenóide, o compressor rapidamente origina uma pressão baixa dentro da serpentina de resfriamento. Quando se atingir uma pressão suficientemente baixa, um interruptor de baixa pressão (descrito posteriormente) pára o compressor. Deste modo todo o líquido é bombeado para fora do evaporador cada vez que se pára o compressor, eliminando assim a possibilidade do líquido atingir o compressor quando ele arrancar de novo. O termostato apenas abre a válvula solenóide do líquido quando é necessário o resfriamento. Com o líquido admitido no evaporador, a pressão aumentará quase de imediato até o ponto em que o interruptor de baixa pressão acionará o compressor.

O método de controle descrito no parágrafo precedente pode também ser usado quando várias serpentinas de resfriamento separadas estiverem ligadas a um compressor. Neste caso, se houver um termostato separado para cada serpentina, os termostatos abrem e fecham as válvulas solenóide individuais do líquido às quais estão ligadas. Se, se cortar a alimentação do líquido a um numero suficiente de serpentinas, a pressão descerá até ao ponto em que o interruptor de baixa pressão para o compressor.

A fim de eliminar qualquer perigo de fuga de refrigerante para a atmosfera, devem-se usar válvulas especiais. Nessas válvulas, o solenóide e a válvula são construídos como uma unidade totalmente coberta. Tais válvulas solenóide são ilustradas nas Figuras WW e XX. A válvula da Figura WW é típica de válvulas pequenas e a da Figura XX é típica de válvulas grandes. As válvulas grandes são normalmente operadas por piloto, por que para as operar normalmente haveria necessidade de uma solenóide demasiadamente grande e de uma corrente alta. No tipo




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piloto, uma válvula solenóide pequena é construída na válvula principal, admitindo líquido refrigerante a alta pressão para um pequeno êmbolo que aciona a válvula principal. A válvula principal está por si própria fechada por uma mola. O líquido a alta pressão empurra o êmbolo para baixo, abrindo assim a válvula principal.

Controle Duplo de Pressão

O controle duplo de pressão é normalmente usado como um controle de baixa pressão e como corte de alta pressão nos compressores. Este instrumento tem duas cápsulas e um conjunto de contatos. A cápsula maior está ligada ao coletor de sucção do compressor. A cápsula menor está ligada ao coletor de descarga. O interruptor está normalmente fechado mas qualquer das cápsulas pode fazê-lo abrir. A cápsula de alta pressão abrirá o interruptor se a pressão de descarga do compressor se aproximar de um limite perigoso. O interruptor permanecerá depois aberto até ser rearmado manualmente. A cápsula de baixa pressão originará a abertura do interruptor quando a pressão de sucção descer da regulagem limite. O interruptor fechará de novo, sem rearmamento manual, quando a pressão de sucção subir acima da regulagem limite.

Controle da Pressão de Óleo




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O controle da pressão de óleo é utilizado para parar a operação de equipamentos de refrigeração lubrificados sob pressão quando a pressão do óleo desce abaixo de um limite de segurança durante mais tempo do que um período pré-determinado. Este controle possui numa só unidade um controle de pressão diferencial e um relé de tempo. O controle de pressão diferencial mede a pressão útil do óleo enquanto a relé de tempo evita cortes intempestivos do compressor.

Em compressores lubrificados sob pressão, a pressão útil do óleo é a diferença entre a pressão de descarga da bomba e a pressão de sucção. Assim, para garantia contra falha de óleo, a pressão de óleo deve ser relacionada com a pressão de sucção. No controle de pressão diferencial isto se faz usando duas cápsulas de pressão opostas entre si. A pressão de descarga da bomba de óleo é exercida sobre uma cápsula enquanto a pressão de sucção se exerce sobre a outra. A diferença entre estas duas pressões é a pressão útil do óleo.

O relé de tempo permite ao compressor funcionar durante cerca de 120 segundos antes de se estabelecer o diferencial de pressão de óleo correto. Se o diferencial de pressão não se restabelece dentro do tempo prescrito, o motor do compressor pára. Se durante a operação a pressão útil de óleo descer abaixo do ponto de corte, o interruptor de pressão de óleo fecha-se fazendo funcionar o relé de tempo e, após 120 segundos, pára o compressor.

Válvulas Reguladoras de Água

Se não se regular automaticamente o fluxo de água para um condensador resfriado a água, perder-se-á uma quantidade considerável de água. Para esta regulagem, desenvolveram-se um certo número de válvulas reguladoras de água. A Figura YY mostra uma válvula reguladora de água típica.

A válvula reguladora de água fica geralmente montada na linha de alimentação de água para o




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condensador. O controle capilar das cápsulas é ligado ao coletor de descarga do compressor ou à parte de cima do condensador. À medida que a pressão sobe no condensador, ela é transmitida à cápsula da válvula onde exerce força contra a mola que mantém fechada a válvula reguladora de água. Quando a pressão no tubo capilar vence a tensão da mola, a válvula abre-se e por ela passará mais água que atuará de modo a baixar a pressão de descarga. Reguladora ou ajustada corretamente, a válvula abrirá e fechará automaticamente, em resposta à pressão de condensação e manterá a pressão de condensação regulada.

Válvulas de Segurança e Bujões Fusíveis

As válvulas de segurança ou os bujões fusíveis são necessários nos condensadores ou nos receptores de líquido. Uma válvula de segurança ou um bujão fusível é sempre necessário por causa da possibilidade do interruptor duplo de pressão estar mal montado ou poder falhar. As válvulas de segurança são forçadas por mola e devem ser seladas para evitar interferências com o ajustamento da mola.

Um bujão fusível, visto na Figura ZZ, é freqüentemente utilizado em sistemas pequenos de refrigeração em vez de uma válvula de segurança. São instalados numa extremidade do receptor de líquido. Os bujões fusíveis são feitos de um metal mole e soltar-se-ão quando as temperaturas excedam o valor para o qual o bujão está preparado. Se a pressão e a temperatura dentro do receptor subirem acima de um ponto de segurança, o bujão fusível “romperá” e soltará a carga total do refrigerante para a atmosfera.

Muitas localidades obrigam a que a descarga das válvulas da válvula de segurança e dos bujões fusíveis seja dirigida para o exterior de modo a que o refrigerante solto não se possa espalhar pelo edifício. Os códigos de construção de várias cidades não só variam no que diz respeito à montagem de válvulas de segurança e bujões fusíveis mas também no que respeita a outros itens de instalações de refrigeração. Os requisitos dos códigos locais devem ser sempre determinados.




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Visores de Líquido

Os visores de líquido consistem em um vidro “olho de boi” montado na ligação lateral do que parece ser um acessório em “T”. quando utilizados, são montados na linha de líquido entre o receptor e a válvula de expansão. O seu uso é desejável por constituírem uma ajuda na detecção de falta de refrigerante no sistema. Se houver uma falta de refrigerante o nível de líquido no receptor ficará suficientemente baixo para que algum vapor se escape para a linha de líquido. Este vapor será transportado, pelo líquido que passa para a válvula de expansão, na forma de bolhas. Estas bolhas de vapor serão visíveis através do vidro em “olho de boi”. Se um sistema estiver devidamente carregado, não haverá normalmente bolhas visíveis, apesar de por vezes serem transportadas bolhas de gases não condensáveis.

Um tipo melhorado de indicador de líquidos possui dois “olhos de boi”. Apontando uma luz para um dos vidros fica-se com iluminação suficiente para tornar prontamente visíveis quaisquer bolhas no outro vidro.

Detectores de Vazamento

Apesar de não constituírem estritamente parte do sistema de refrigeração, os detectores de fuga são acessórios essenciais para garantirem um sistema de refrigeração estanque. Existem dois tipos de detectores de vazamento: lâmpada de halogênio e detector eletrônico.

As lâmpadas de halogênio são feitas para utilização com álcool ou com acetileno. A lâmpada arde normalmente com uma chama azul, mas se vazar, mesmo que seja uma quantidade diminuta de um vapor refrigerante com um tubo de ensaio para a chama, ela ganha uma cor verde inconfundível.

O detector eletrônico de fugas é montado de tal modo que se houver vapor de refrigerante solto, o dispositivo gera um sinal visível ou sonoro. Qualquer destes detectores pode detectar mesmo a menor das fugas de refrigerante.

Separador de Óleo

A finalidade de um separador de óleo é retornar óleo para o carter do compressor de modo que o nível de óleo se possa manter dentro de limites seguros. O separador de óleo acha o seu maior uso em sistemas, com modulação de capacidade, em que o fluxo e a velocidade do gás podem variar consideravelmente. O separador de óleo também atua como atenuador na redução de pulsações. Um arranjo típico de tubo é indicado na Figura 6-RR. Sempre que haja compressores ligados entre si, deve-se usar um separador de óleo em cada compressor. Também se deve usar um separador de óleo se a linha de descarga do compressor for longa.

Um separador de óleo deve ser montado num ponto em que a temperatura durante um ciclo “off” não seja inferior à temperatura do receptor. Se a temperatura for inferior, há uma tendência para a condensação do refrigerante no separador de óleo.



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Apostila de Refrigeração Modulo 2 Prof Jorge Ferreirarev