Apostila Vacuo (Nilo Indio do Brasil).pdf

Sistema de Geração

de Vácuo

Nilo Indio do Brasil

RH/UC/DTA

Rio de Janeiro - RJ Julho de 2002

Sumário

1. A História da Geração de Vácuo .................................................................. 1

2. Formas de expressar o vácuo ...................................................................... 3

2.1 Relação entre Pressão Absoluta e Vácuo............................................................................ 3 2.2 Unidades .............................................................................................................................. 3

3. Escolha do Sistema de Vácuo ..................................................................... 4

3.1 Classificação do Vácuo ........................................................................................................ 4 3.2. Equipamentos para Geração de Vácuo .............................................................................. 4

3.2.1 Capacidade e Pressão de Sucção ............................................................................. 5 3.2.2 Confiabilidade e Manutenção ..................................................................................... 6 3.2.3 Custo de Investimento e Instalação ............................................................................ 7 3.2.4 Custo Operacional ..................................................................................................... 7

4. Ejetor .............................................................................................................. 8

4.1 Tipos de Ejetores ............................................................................................................... 12 4.1.1 Ejetores de Capacidade Fixa .................................................................................... 12 4.1.2 Ejetores de Capacidade Variável ............................................................................ 13 4.1.3 Obtenção da Curva de Desempenho de um Ejetor de Capacidade Fixa ................. 13

4.2 Especificação de Ejetores a Vapor D'água ....................................................................... 22 4.2.1 Temperatura do fluido de sucção ............................................................................ 22 4.2.2 Pressão de Sucção .................................................................................................. 23 4.2.3 Pressão de Descarga .............................................................................................. 23 4.2.4 Capacidade do Ejetor .............................................................................................. 23 4.2.5 Pressão do Vapor Motriz ......................................................................................... 24 4.2.6 Água de Resfriamento ............................................................................................. 25

4.3 Dimensionamento e Avaliação de Ejetores ....................................................................... 25 4.3.1 Sobre o programa de computador ............................................................................ 26

4.4 Determinação do Número de Estágios de Ejetores .......................................................... 27 4.5 Consumo de vapor motriz .................................................................................................. 28 4.6 Outros Nomes de Ejetores em Função da Aplicação........................................................ 30 4.7 Terminologia....................................................................................................................... 32

5. Bibliografia ................................................................................................... 33

1. A História da Geração de Vácuo

A história da geração de vácuo começa com a experiência de Guericke em 1654, em Magdeburg, Alemanha, embora Galileo Galilei tivesse registrado a criação de vácuo parcial ao se retirar o pistão do interior de um cilindro, por volta de 1630. Otto von Guericke inventou a primeira bomba de vácuo em 1650 e a usou na famosa experiência das "hemisferas de Magdeburg", na qual 2 conjuntos de 8 cavalos foram incapazes de separar duas hemisferas de cobre, acopladas formando uma esfera, no interior da qual foi criado vácuo. Para se entender melhor o significado desta experiência, basta dizer que Galileo Galilei foi executado por heresia através da Inquisição Papal em 1633, por afirmar que a terra se movia em órbita ao redor do sol. Além disso, os teólogos e filósofos do século XVII consideravam o vácuo como uma impossibilidade lógica, provavelmente devido ao conceito errôneo de Aristóteles que definia o espaço como uma extensão do corpo que o ocupa. Obviamente, se vácuo é definido como o espaço que contém nada, vácuo é uma impossibilidade lógica.

Kaspar Schott, um padre jesuita alemão, registrou a história antiga da tecnologia de vácuo em dois livros: "Mechanica Hydraulica-Pneumatica" e "Technica Curiosa". O primeiro livro, publicado em 1657 descreveu a bomba de vácuo de Guericke e, o segundo, publicado em 1664, descreve as hemisferas de Guericke em grande detalhe além de um capítulo sobre experiências pneumáticas na França, Itália e outros países. De acordo com Guericke, dois times de oito cavalos conseguiam eventualmente, e com muita dificuldade, separar as duas hemisferas. No entanto, Guericke separava as hemisferas, sem nenhuma dificuldade, simplesmente abrindo um registro, que permitia a entrada de ar para o interior.

No livro "Technica Curiosa" também são descritas as experiências de Gasparo Berti em 1640, com o seu barômetro de água, precursor do barômetro de mercúrio de Torricelli em 1643. Em 1647, Perier, cunhado de Pascal, demonstrou que a pressão atmosférica varia com a altitude, através do uso do barômetro de Torricelli no topo e na base de uma montanha, próxima de Paris. Essa experiência bem como a de Robert Boyle demonstraram que o ar tem peso e exerce pressão e que o vácuo pode ser produzido.

Robert Boyle, um pouco antes de 1660, inventou o primeiro medidor de vácuo, que é simplesmente um barômetro de mercúrio, contido em um vaso de vidro, onde foi gerado vácuo. Este instrumento, modificado para se obter maior sensibilidade, foi por dois séculos o único instrumento disponível para medir o vácuo. Apenas em 1874, foi inventado o medidor de McLeod, o primeiro medidor de alto vácuo, que é ainda o mais utilizado para pressões na faixa de 10-6 a 1mmHg.

As bombas de vácuo do século XVII foram inicialmente desenvolvidas para modificar as bombas de água existentes, baseadas em máquinas a vapor. A bomba de Guericke era simplesmente um tubo cilíndrico contendo um pistão e duas válvulas seladas por água. A invenção desta bomba foi imediatamente seguida pela invenção da bomba de Boyle em 1660. Em 1672, uma nova bomba mais sofisticada citada no livro de Guericke, "De Vacuo Spatio" incorporava avanços feitos por Boyle, ou seja, a bomba era selada por um fio úmido e possuia uma válvula de couro "spring-loaded". Em 1709, Francis Hauksbee introduziu um projeto com dois cilindros e, desde então, a bomba de

Sistema de Geração de Vácuo

2

vácuo mudou muito pouco nos 150 anos seguintes. Esta bomba era acionada uma cremalheira e pinhão, inovação introduzida por Boyle, e os pistões eram conectados por uma articulação mecânica.

A pressão conseguida por esta bomba era da ordem de 25 mmHg, limite imposto pela pressão de vapor da água presente no couro, usado na construção da bomba. Embora no século XVIII, alguns avanços foram introduzidos na construção da bomba de vácuo, a idéia original de Guericke continuava sendo utilizada. Em 1900, ainda eram fabricadas bombas de vácuo baseadas naquele projeto.

O uso de couro, fios e outros materiais selantes que retiam água limitavam as pressões de sucção das bombas de Guericke. Assim, na segunda metade do século XIX, a tecnologia de vácuo retornou aos conceitos mecanicamente mais primitivos de bombas de pistão de mercúrio líquido, como forma de se conseguir maior vácuo, ou seja, pressões mais baixas, necessárias aos trabalhos experimentais que conduziram ao descobrimento do efeito fotoelétrico, o eletron, o raio X, o isolamento de gases raros e o desenvolvimento da iluminação incandescente. As bombas de Geissler, Topler e Sprengel foram as primeiras bombas de alto vácuo. Thomas Edison usou a bomba de Sprengel, desenvolvida ao redor de 1870, para a descoberta da lâmpada incandescente. W. Gaede e Irving Langmuir desenvolveram na segunda década do século XX, a bomba de difusão, ainda a base das operações de alto vácuo.

A história do ejetor a vapor, o primeiro e o mais importante dos geradores de vácuo de processo está intimamente ligada às estradas de ferro. O injetor de água para caldeira, o precursor do ejetor a vapor d'água, foi inventado por Henri Giffard, um cientista e aeronauta francês, em 1852. O injetor, originalmente concebido para uma máquina a vapor leve que acionaria um balão dirigível, foi colocado de lado e quase esquecido, devido ao insucesso do balão. Em uma viagem de navio, Giffard trocando idéias com Steward sobre bombas de água de caldeira, descreveu o injetor, que foi reconhecido por Steward como substituto para as bombas de carga de caldeira. Em 1859, o injetor foi comercializado na Europa por Sharp, Steward &Co da Inglaterra e em 1860 foi introduzido nos Estados Unidos através de patente concedida para William Sellers &Co, que vendeu 2800 unidades no primeiro ano de produção. Infelizmente, o injetor provou ser menos confiável que as bombas convencionais.

Em 1869, Alexander Friedmann e Ernst Körting, em Viena, projetaram e construiram o primeiro injetor de sucesso comercial, conhecido como o injetor de duplo tubo. Testes realizados em 1876, indicaram que os injetores eram no mínimo tão confiáveis quanto as bombas, menos suscetíveis a congelamento e acidentes e eram mais fáceis para reparar. Em 1900, o injetor tinha substituido quase completamente as bombas convencionais e tinha provado ser o melhor meio conhecido para alimentar água para caldeiras de locomotivas.

Cartas pessoais de E. Körting e catálogos de fabricantes antigos indicam que ejetores já tinham feitos significantes invasões nas indústrias de processo na virada do século. Ejetores eram usados como sifão , em transporte de sólidos, como exaustores em condensadores, em escorva de bombas centrífugas e para manter vácuo em destilação.

Hoje, os ejetores são largamente usados nas indústrias tanto na produção de vácuo como para bombeamento de gases,líquidos e pós, sendo acionados por outro gás, vapor ou líquido (fluidos motrizes).


3

2. Formas de expressar o vácuo

A palavra vácuo deriva do latim "vacuus", que siginfica vazio. A origem da palavra sugere um vácuo ideal ou o vácuo perfeito, ou seja, pressão absoluta zero. Esta pressão absoluta zero, a semelhança da temperatura absoluta zero, nunca é conseguida no mundo real, mas nos fornece uma referência conveniente para medidas de pressão.

Sistemas sob vácuo estão circundados pela atmosfera terrestre. Para criar vácuo é necessário bombear ar ( ou os gases de processo) para fora do sistema. Esta necessidade de bombear ar para fora do sistema é a base para uma definição "operacional" de vácuo: "Vácuo existe em um sistema e o sistema é dito operar sob vácuo, se a pressão no sistema é menor que a pressão barométrica ambiente".

2.1 Relação entre Pressão Absoluta e Vácuo

Figura 1 – Relações de pressões

2.2 Unidades

Embora a unidade de pressão do Sistema Internacional (SI) seja o pascal (Pa), a unidade usual na tecnologia do vácuo ainda é o mmHg (ou torr). Ainda se encontra em alguns lugares, a polegada de mercúrio ( inHg ), o que deve ser evitado.

Tanto o pascal (Pa) como o milímetro de mercúrio (mmHg) são unidades de pressão absoluta. Infelizmente como muitos medidores de pressão usam medidas de pressão em unidades relativas, com referência a pressão barométrica local, ocorre muita confusão quando não se explicita se a pressão que o sistema opera é absoluta ou relativa. Não é raro se ouvir que "a torre opera com vácuo de 10 mmHg", quando se quer dizer que a torre opera com pressão absoluta de 10 mmHg, o que é bem diferente.

1 mmHg = 133,3 Pa ou 1 kPa = 7,5 mmHg


4

1 inHg = 3,386 kPa ou 1 kPa = 0,3 inHg

O fato de a pressão barométrica local variar com a altitude, exige que se faça alguma consideração. Ao nível do mar, como no Rio de Janeiro, onde a pressão barométrica local é de 760 mmHg, um processo operando a pressão absoluta de 750mmHg está operando sob vácuo. No entanto, em Belo Horizonte, cuja pressão barométrica local se situa ao redor de 734 mmHg, um processo operando a pressão absoluta de 750mmHg, obviamente não está operando sob vácuo.

3. Escolha do Sistema de Vácuo

3.1 Classificação do Vácuo

Os tecnologistas de vácuo acharam conveniente dividir as pressões subatmosféricas em quatro faixas, a saber:

tipo de vácuo faixa de classificação

razoável 1 a 760 mmHg

médio 10-3 a 1 mmHg

alto 10-7 a 10-3 mmHg

ultra-alto <10-7 mmHg

A primeira faixa considera o tipo de vácuo como razoável ou "grosseiro" em função do jargão da tecnologia de alto vácuo. É nesta faixa de pressões que se encontra a maioria das aplicações industriais na engenharia de processo, pois é nesta faixa de pressões que são conduzidas as operações unitárias : destilação, evaporação, filtração e secagem.

As outras três faixas de pressões são geralmente operações de alta tecnologia, produtos de intensa pesquisa. Médio vácuo é usado em destilação molecular, secagem a baixa temperatura e remoção de gases na fusão de metais. Alto e ultra-vácuo são usados na produção de semicondutores, espectrometria de massa, pesquisa em baixa temperatura, pesquisa em física de superfície, pesquisa em fissão nuclear, produção de películas finas e na simulação aero-espacial.

3.2. Equipamentos para Geração de Vácuo

Os equipamentos normalmente utilizados para gerar vácuo nas duas primeiras faixas de aplicação em que são classificados os tipos de vácuo sâo :

♦ Ejetores

♦ Bombas de vácuo de anel líquido

♦ Bombas de palhetas

♦ Bombas de lóbulos ("roots")


5

♦ Bombas de pistâo

Embora os ejetores detenham a grande maioria das aplicações industriais, em muitas situações é necessário analisar as demais alternativas.

A primeira etapa na avaliação de alternativas é eliminar os sistemas que não atendem às necessidades do processo. Isto envolve a consideração de dois fatores:

a. capacidade e pressão de sucção necessárias b. confiabilidade e manutenção

Eliminando os sistemas que não atendem a estas condições técnicas, o sistema mais econômico será determinado considerando:

c. custos de investimento e instalação d. custos operacionais

A seleção final poderá ter restrições impostas pelas considerações ambientais.

3.2.1 Capacidade e Pressão de Sucção

Os ejetores podem ser dimensionados para grandes capacidades em um único estágio. Se um equipamento de vácuo for especificado para succionar uma carga equivalente a 450 kg/h de ar a 70oF (21,1oC) e pressão de 1 mmHg, não será problema usar um ejetor em estágio único, para realizar o trabalho com esta alta vazão mássica a baixa pressão. Esta especificação é equivalente a uma vazão volumétrica de 287 000 m3/h a 70oF e 1 mmHg. No entanto, se for utilizada bomba de vácuo para este mesmo serviço serão necessárias 6 das maiores bombas comerciais disponíveis no mercado americano. A temperatura de 70oF é a utilizada pelo HEI (Heat Exchange Institute) para o cálculo do equivalente em ar.

Bombas de vácuo de anel líquido em um único estágio são disponíveis com capacidades de até 30 000 m3/h. As bombas rotativas de pistão seladas à óleo e as bombas de palhetas são limitadas a aproximadamente 1350 m3/h, mas ambas possuem curvas de operação relativamente constantes em toda a região de vácuo (vácuo razoável). As bombas rotativas de lóbulos estendem a faixa de aplicação das bombas mecânicas para aproximadamente 50 000 m3/h. Os sistemas mecânicos são normalmente eliminados de consideração, quando se necessita de pressões da ordem de 1 mmHg e altas vazões volumétricas.

Tipo de Equipamento Pressão Base (1 )

Menor Psucção Recomendada(2)

Capacidade acfm(

6)

Ejetores a Vapor D'Água

1 estágio 50 mmHg 75mmHg 10-1000000 2 estágios 4 mmHg 10mmHg 3 estágios 0,8 mmHg 1,5 mmHg 4 estágios 0,1 mmHg 250 µmHg 5 estágios 10 µmHg 50 µmHg 6 estágios 1 µmHg 3 µmHg

Bomba de anel líquido

Com água de selagem @ 15oC 1 estágio 50 mmHg 75 mmHg 3-18000


6

Tipo de Equipamento Pressão Base (1 )

Menor Psucção Recomendada(2)

Capacidade acfm(

6)

2 estágios 20 mmHg 40 mmHg Selagem com óleo 4 mmHg 10 mmHg 1o estágio com ejetor a ar 2 mmHg 10 mmHg

Bombas Rotativas de Pistão

1 estágio 5 µmHg 100 µmHg 3-800 2 estágios 0,001 µmHg 10 µmHg

Bombas Rotativas de Palhetas

Compressor seco 20 mmHg 50 mmHg 20-6000 Selagem com óleo 0,5 mmHg 2 mmHg 50-800 Idem , palhetas com mola 1 estágio 5 µmHg 100 µmHg 3-150 2 estágios 0,001 µmHg 10 µmHg

Compressor de lóbulos ("roots")

1 estágio 100 mmHg(3) 300 mmHg 3-30000 2 estágios 10 mmHg(3) 60 mmHg

Sistema misto

Ejetor-Bomba de anel líquido 1 µmHg 3 µmHg 100-100000 Roots-Bomba de anel líquido 1 mmHg 5 mmHg 100-10000 Roots-Bomba de pistão 0,1 µmHg 0,1 µmHg(4) 100-30000 Roots-Bomba de palhetas 20 µmHg 200 µmHg(5) 100-30000

(1) A pressão base é a pressão de sucção do equipamento para carga zero (2) A menor Psucção recomendada representa um valor aproximado estabelecido

por considerações técnicas e econômicas. (3) Projeto com intercondensador para resfriar o compressor (4) Bomba de pistão com 2 estágios (5) Bomba de palhetas com 2 estágios com a pressão base de 0,5mmHg (6) vazão em ft3/min @ 70oF

Sistemas integrados com dois ou mais tipos de equipamentos em série têm sido utilizados frequentemente. Nas refinarias da Petrobrás, já é comum encontrar ejetores em série com bombas de anel líquido, sendo estas colocadas no último estágio de compressão. Isto vem sendo ditado pela melhoria da eficiência térmica e consequente redução de custos operacionais. É possível também utilizar um sistema integrado de ejetor-bomba de lóbulo-bomba de anel líquido nesta ordem, embora este esquema ainda não tenha sido utilizado na Petrobras.

3.2.2 Confiabilidade e Manutenção

Duas perguntas importantes devem ser consideradas para análise: 1. Quais serão as consequências de uma completa e inesperada perda de vácuo? 2. Que problemas de manutenção serão seguidos por significantes perdas de produção durante a parada da unidade?

O livro "Process Vacuum System Design & Operation" de autoria de Ryans e Roper mostra um quadro comparativo entre os diversos equipamentos de vácuo possíveis de serem utilizados para diversas situações que afetam a confiabilidade no equipamento. As situações analisadas são as seguintes:

♦ Tolerância para sólidos arrastados

♦ Tolerância para bolsões de líquido


7

♦ Resposta a entrada de ar no sistema

♦ Desempenho no bombeamento de condensáveis

♦ Resposta a falha na operação do pré-condensador

♦ Resposta a pressão de descarga excessiva

♦ Operação em ambientes corrosivos

♦ Necessidade de manutençaõ especializada

Quanto ao aspecto de manutenção, os ejetores normalmente não exigem cuidados especiais, exceto quanto a verificação de bocais e difusores erodidos. Já quanto aos equipamentos mecânicos, as bombas de anel líquido são as menos complexas e menos difíceis de manutenção que os demais.

Ejetores e as bombas de anel líquido são os mais recomendados para aplicações gerais de vácuo nas indústrias. Os ejetores são os menos vulneráveis à corrosão e mais fáceis para manutenção do que as bombas de anel líquido. As bombas de anel líquido são limitadas, em geral, a pressões de sucção de 40 a 760 mmHg, mas tem a vantagem de suportar mais sobrecarga de vazão do que os ejetores.

3.2.3 Custo de Investimento e Instalação

Em geral, ejetores de estágio único são os mais baratos equipamentos de geração de vácuo. O livro de Ryans e Roper apresenta quadro comparativo de custos de investimento e fórmulas para estimativa de custo de instalação dos diversos equipamentos, baseados no mercado americano.

3.2.4 Custo Operacional

Embora os ejetores tenham tradicionalmente dominado as aplicações de processo em virtude de sua simplicidade, seu baixo custo de aquisição e sua maior confiabilidade, eles são os equipamentos de menor eficiência térmica e, portanto, os custos operacionais para os ejetores são muito maiores que os equipamentos mecânicos.

A eficiência térmica de um equipamento de vácuo seja o ejetor ou a bomba de vácuo, pode ser definida entre a potência adiabática teórica necessária para comprimir o gás de processo e a potência real necessária para se fazer a compressão.

η η

η= ⋅ = ⋅

Potência Adiabática TeóricaPotência alNecessária

trRe

100 100

A potência adiabática teórica para comprimir uma certa vazão de gás, w kg/s, da pressão de sucção P1 para a pressão de descarga P2 pode ser calculada por :

ηt

kk

kkk

kwPV

PP

kk

wRTM

PP

=−

⋅

−

=−

⋅

−

− −

11

111 1

2

1

1

2

1

1

na qual :

η t = potência adiabática teórica


8

k = Cp/Cv P1 = pressão absoluta de sucção, kPa P2 = pressão absoluta de descarga, kPa V1 = volume específico do gás na sucção, m3/kg W = vazão mássica de gás, kg/s M = massa molar do gás, kg/kmol

4. Ejetor

Os ejetores dominam as aplicações de processo, quando se deseja obter vácuo, em virtude da sua simplicidade, baixo custo inicial, maior confiabilidade e porque também podem ser dimensionados para processar altas vazões volumétricas de gases e operar com baixas pressões de sucção. Os ejetores a vapor d'água, por exemplo, podem ser dimensionados para capacidades superiores a 450 m3/s nas condições operacionais ( cerca de 1 000 000 acfm) em um único estágio; se seis ejetores multi-estágios forem utilizados pode-se obter uma pressão de sucção na faixa de 3 a 10 µmHg.

Os ejetores são ideais para aplicações de vácuo úmido (presença de vapor d'água) e para aplicações com gases altamente corrosivos. Ainda hoje, os ejetores são preferidos em relação aos equipamentos mecânicos de geração de vácuo, em aplicações que requerem um equipamento confiável e que possa tolerar compostos químicos corrosivos, presença eventual de líquidos e arraste de sólidos.

No entanto, os ejetores têm um alto custo operacional, devido a sua baixa eficiência tërmica, o que deve ser considerado na avaliação de alternativas, embora a substituição total dos ejetores por bombas mecânicas não seja justificável, porque os ejetores passam a ser mais eficientes para pressões de sucção inferior a 10 mmHg.

Como visto na história do vácuo, o ejetor foi originalmente desenvolvido na Europa, por Körting e Friedmann ao construirem um injetor de água para caldeira, baseado no princípio do ejetor, que usava um simples bocal convergente e água como fluido motriz. De Laval, um inventor sueco, fez grandes contribuições para o desenvolvimento das bases teóricas para o dimensionamento dos bocais do tipo convergente-divergente usado nos ejetores a vapor d'água a partir de 1890. Por isto os bocais do tipo convergente-divergente são também conhecidos como bocais de De Laval.

O "Heat Exchange Institute" (HEI), uma associação comercial americana, fundado em 1933, publicou os primeiros procedimentos de teste padronizados para ejetores a vapor d'água em 1938.

O que é o ejetor?

O ejetor é um equipamento projetado para converter a energia de pressão de um fluido motriz em energia de velocidade, com a finalidade de arrastar o fluido a ser succionado. comprimindo-o para uma pressão superior.

A mistura dos fluidos, motriz e succionado, na velocidade resultante, entra no difusor, onde a energia de velocidade é reconvertida em energia de pressão, de modo


9

que a pressão de mistura na descarga do ejetor seja maior que a pressão na câmara de sucção.

O princípio de operação de um ejetor é baseado na teoria em que um bocal adequadamente projetado seguido de um difusor, permite utilizar um fluido com alta pressão para comprimir um outro fluido. Tanto o bocal como o difusor têm o formato de um venturi.

Os ejetores são compostos por três partes básicas : bocal, câmara de mistura e difusor, como é mostrado na Figura 2.

Figura 2 – Detalhes de um Ejetor

A Figura 3 mostra as variações de pressão e velocidade de forma gráfica, diretamente abaixo do diagrama do ejetor.


10

Figura 3 – Perfil de Pressões e Velocidades

Um fluido motriz de alta pressão entra em A e expande para C, através do bocal convergente-divergente. O fluido a ser succionado entra em D, misturando-se com ofluido motriz na câmara de mistura (C-E). A mistura resultante é então comprimida através do difusor para G.

Um ejetor tem limitações operacionais para a compressão a ser atingida. Por isso, ele consegue realizar o trabalho até uma determinada razão de compressão máxima. A razão de compressão é obtida através da divisão da pressão absoluta de descarga pela pressão absoluta de sucção. Um ejetor descarregando para a atmosfera pode ser dimensionado para razões de compressão de até 20:1, mas, por razões econômicas, esta razão é limitada em aproximadamente10:1. Uma razão de compressão prática ou muito usual é de 6:1, para um ejetor de um estágio, descarregando para a atmosfera.

No caso de se ter uma razão de compressão maior que aquela atingível com apenas um ejetor,dois ou mais estágios podem ser dispostos para operar em série. Este arranjo constitui-se em um ejetor multi-estágio. A razão de compressão máxima de um ejetor inicial ou intermediário (descarregando para pressões inferiores a atmosférica) é de 15:1. Também por razões econômicas, esta razão é limitada a valores inferiores a 10:1.

Embora seja possível projetar ejetores multi-estágios com ejetores não condensantes, ie, cada estágio descarregando diretamente no estágio seguinte sem intercondensador, é mais comum incluir intercondensadores entre estágios, de modo a reduzir a carga do ejetor seguinte e a consequente redução do consumo de vapor motriz do sistema. Um ejetor de dois estágios não condensantes consome aproximadamente 100% mais de vapor motriz do que um ejetor de dois estágios com intercondensador; isto ocorre devido ao superdimensionamento do estágio final.

Um sistema desenvolvido pelo HEI para nomenclatura de ejetores multi-estágios está apresentado na figura abaixo. Cada estágio tem a designação de uma letra. O último


11

estágio , ou seja, o estágio atmosférico, é designado pela letra Z; o estágio anterior pela letra Y, e assim sucessivamente regredindo no alfabeto, teremos para os demais estágios, as designações pelas letras X, W, V e U, quando um ejetor multi-estágio for utilizado. Os intercondensadores são designados pelas duas letras correspondentes aos ejetores que os precedem e sucedem imediatamente, ou seja, intercondensador X-Y e Y-Z. No caso de existir um pré-condensador, ele é designado pela letra P seguido da letra correspondente ao primeiro estágio.

A tabela a seguir mostra a utilização de ejetores multi-estágios para diferentes faixas de pressões de sucção e descarga.

Letra Posição na Série Pressão Sucção Absoluta (mmHg)

Pressão Descarga Absoluta (mmHg)

Z Estágio Atmosferico 75 - 300 750 - 760

Y 1o. de 2 Estágios 12,5 - 100 100 - 250

X 1o. de 3 Estágios 2,5 - 25 25 - 75

W 1o. de 4 Estágios 0,2 - 4 2 - 20

V 1o. de 5 Estágios 0,02 - 0,4 0,4 - 3

U 1o. de 6 Estágios 0,01 - 0,08 0,08 - 0,4

Os intercondensadores são normalmente utilizados a partir do ejetor X, quando a sua pressão de descarga ultrapassa a pressão de vapor da água na temperatura disponível da água de resfriamento. Por exemplo, a pressão de vapor da água à temperatura de 30oC é 32 mmHg, o que significa que não se conseguirá condensar o vapor d'água em uma pressão inferior a este valor; logo, não há sentido em se usar intercondensador após os ejetores U, V ou W. Por esta razão, é que os ejetores W e X , na figura acima, atuam como dois estágios não condensantes.

Os ejetores multi-estágios não condensantes são recomendados para operações intermitentes, quando se quer baixo custo inicial , ou quando o sistema torna-se altamente corrosivo pela presença de água.

Quando for desejado recuperar condensado, é boa prática usar um condensador no estágio final de um sistema de ejetores, que descarrega para a pressão atmosférica. Um pós-condensador, como é conhecido, servirá também para evitar o ruido proveniente da descarga do estágio final, além de eliminar o transtorno de descarregar vapor d'água numa área confinada. A pós-condensação não aumenta a eficiência do sistema de ejeção, mas pode aumentar a eficiência do ciclo de geração de vapor pela recuperação do condensado.

Para se obter variação de capacidade, dois ou mais ejetores, tanto simples como multi-estágio, podem ser dispostos para operar em paralelo. Esse arranjo permite flexibilidade quanto a capacidade, operando-se o número de elementos necessários para cada capacidade operacional.


12

4.1 Tipos de Ejetores

Em relação a flexibilidade, os ejetores podem ser classificados como ejetores de capacidade fixa e de capacidade variável.

4.1.1 Ejetores de Capacidade Fixa

O projeto de ejetores de capacidade fixa representa o que é conhecido como "projeto de ponto único", em que se obtém uma ótima eficiência para um dado conjunto de condições. Um ejetor deste tipo é dimensionado e construido de acordo com especificações bem definidas de pressão de vapor motriz, pressão de sucção e pressão de descarga; e a capacidade de sucção (vazão mássica) do ejetor não pode ser alterada sem mudar as dimensões físicas do ejetor. Em outras palavras, para um dado par de pressão de vapor motriz e pressão de descarga, a capacidade de sucção é função da pressão absoluta de sucção.

A principal característica deste ejetor é que, em operação, um aumento da pressão do fluido motriz acima da pressão de projeto não aumentará a capacidade de sucção do ejetor. Pelo contrário, a capacidade será reduzida por efeitos de ondas de choque no difusor, devido a quantidade em excesso de fluido motriz na garganta do difusor.

Neste tipo de ejetor, velocidades supersônicas são alcançadas no seu interior. Na saida do bocal, o fluido motriz alcança velocidade supersônica (cerca de 900 a 1200 m/s), que após a mistura com o fluido arrastado é reduzida no interior do difusor para velocidade subsônica. Estas variações de velocidade de subsônica para supersônica e vice-versa só são obtidas devido ao formato de venturi, tanto do bocal como do difusor. Obviamente, a velocidade dos fluidos passa pela velocidade sônica ou crítica, na região de área constante, do bocal e do difusor. Por isto, este tipo de ejetor é também chamado de "projeto crítico". O estudo do escoamento de fluidos compressíveis mostra que estas variações de velocidade são obtidas se a razão de compressão for elevada. Esta razão de compressão é função da relação Cp/Cv dos fluidos motriz e de sucção. Quando o fluido motriz e o fluido arrastado é vapor d'água, esta condição existe para razão de compressão ≥ 2.

Pre

ssão

Abs

olut

a / m

mH

g

Capacidade de sucção, ws ( kg/h)

ps

MPDMáxima Pressão de Descarga (MPD)

Pressão de Sucção

Pressão de VaporMotriz ( pm) constante

Figura 4 – Curva de Desempenho de um ejetor de Capacidade Fixa


13

A pressão do vapor motriz para este tipo de ejetor não pode ser reduzida sem uma consequente elevação na pressão de sucção, a menos que a pressão de descarga seja reduzida proporcionalmente.

4.1.2 Ejetores de Capacidade Variável

Neste tipo de ejetor, a capacidade de sucção é também função da pressão do fluido motriz.

Este ejetor é conhecido como do tipo de "estrangulamento", porque a capacidade de sucção pode ser diminuida com a redução da pressão do fluido motriz.

Neste ejetor, a velocidade dos fluidos no difusor é subsônica, e por isto, é também conhecido como de "projeto nâo-crítico", por isto a sua aplicação é limitada a razões de compressão menor que 1,8 quando o vapor d'água é o fluido motriz e de sucção. Esta limitação restringe o uso deste tipo de ejetor a uma fração muito pequena do número total de aplicações para os ejetores a vapor d'água.

Neste caso, variações na pressão do vapor motriz e na pressão de descarga causarão mudanças graduais na pressão e na capacidade de sucção.

Pressãoabsolutadesucção

p1

p3

p2

p1 > p2 > p3

Figura 5 – Curva de Desempenho de um ejetor de Capacidade Variável

Um aumento na pressão do fluido motriz, se for possível, não produzirá um aumento proporcional na capacidade de sucção. Análogamente, desejando-se capacidades de sucção menores pode-se obtê-las por redução da pressão do fluido motriz, através de válvulas de controle do tipo ägulha".

4.1.3 Obtenção da Curva de Desempenho de um Ejetor de Capacidade Fixa

O objetivo de um teste de desempenho de um ejetor é levantar a sua curva de desempenho que consiste de dados de capacidade da carga de sucção ( vazão mássica de sucção) contra a pressão de sucção obtida e a pressão de descarga para uma dada pressão de vapor motriz.

Com esses dados pode-se construir uma curva de sucção e uma curva de descarga. A curva de sucção mostra a relação entre a pressão de sucção e a vazão

Capacidade de sucção ( vazão mássica )


14

mássica de vapor da carga de sucção ao longo de toda a faixa de operação. A curva de descarga mostra a correspondente máxima pressão de descarga contra a qual o ejetor (ou o estágio) pode operar sem variar a pressão de sucção.

Figura 6 – Esquema de Instalação de um ejetor de Capacidade Fixa

A figura acima mostra um esquema que permite levantar a curva de desempenho de um ejetor. Normalmente os dados do teste são registrados em uma planilha a partir da qual as curvas são desenhadas.

Pre

ssão

Abs

olut

a / m

mH

g


ps

MPD

Máxima Pressão de Descarga (MPD)


Pressão de VaporMotriz ( pm) constante

Ponto deprojeto

Figura 7 – Curva de Desempenho de um ejetor de Capacidade Fixa

O início do teste se dá abrindo completamente a válvula de descarga D e garantindo que a linha está conectada com pressão de descarga que o ejetor está previsto operar. Se o estágio é projetado para descarregar a pressão inferior à atmosférica, a baixa pressão será mantida por uma bomba de vácuo ou um outro ejetor. A seguir abre-se a válvula de vapor motriz M até que a pressão pm iguala a pressão de projeto. Desde que a pressão dentro da câmara de sucção seja menor do que a metade da pressão do vapor motriz, a vazão de vapor motriz não será afetada por variações na pressão de sucção ps ou pela pressão de descarga pd. O estágio do ejetor está agora na condição de operação estável “normal”.

4.1.3.1 Curva de Pressão de sucção

Neste caso, o objetivo é mostrar como a pressão de sucção varia com a vazão mássica ws. Não será analisada, por enquanto, a variação da pressão de descarga.


15

De acordo com a figura, a válvula S é usada para controlar a vazão de sucção ws. É necessário medir a vazão de sucção de alguma maneira. Um método recomendado pela HEI é conectar a linha de sucção do ejetor com a câmara que possui um ou mais orifícios que podem ser abertos para permitir o ar atmosférico entrar no sistema de vácuo. Se a pressão dentro da câmara é menor do que a metade da pressão atmosférica, então a vazão através de cada orifício não será afetada por variações na pressão de sucção. Os orifícios podem ser plugueados para ativar somente a combinação desejada. Repetindo o procedimento com várias cargas incluindo zero e conectando os pontos plotados obtem-se a curva de sucção S. Esta curva de “operação estável” não se alterará se reduzirmos a pressão de descarga pd e não é muito sensível a variações modestas na pressão de vapor motriz pm.

4.1.3.2 Curva de Máxima Pressão de Descarga

Esta curva é obtida da seguinte forma. Mantenha a pressão do vapor motriz no valor de projeto, estabeleça uma vazão de carga e verifique se o valor original da pressão de sucção ps é repetido. Lentamente se fecha a válvula de descarga D, notando a elevação da pressão de descarga sem alteração da pressão de sucção. Em algum valor da pressão de descarga será encontrado que a pressão de sucção se eleva, indicando que se excedeu a “máxima pressão de descarga” e a operação do ejetor se tornou instável, ou seja, foi alcançada a pressão de descarga que colapsa o ejetor. Os termos “instável” e “colapso” se referem a uma condição de escoamento “fora de projeto”, mas que não necessariamente cria efeitos indesejáveis.

Quando um ejetor começa a entrar em colapso pela elevação da pressão de descarga, usualmente se ouve um ruído característico semelhante a um assovio. Então deve-se abrir lentamente a válvula D até que a pressão de sucção retorne ao valor básico, ou seja, o ejetor “recupera” a operação estável e ao ruído normal. Repetindo o procedimento para várias cargas, obtém-se a curva de Máxima Pressão de Descarga.

O significado da curva MPD é que se o ejetor “vê” uma pressão de descarga que é igual ou menor do que o valor da curva, a pressão de sucção só depende da carga ws. Por outro lado, se a pressão de descarga excede o valor da MPD de um pequeno valor, então, o ejetor fica instável (entra em colapso) e a pressão de sucção ficará acima da curva de sucção. É difícil prever a pressão de sucção na condição de colapso, porque depende, de uma forma complicada, da vazão de carga, da pressão de descarga e da pressão do vapor motriz.

4.1.3.3 Efeito da Pressão do Vapor Motriz

Este efeito é mais fácil de entender se considerarmos um estágio atmosférico de um ejetor multi-estágio, ou seja, aquele projetado para descarregar contra a pressão atmosférica. Considere a figura abaixo, que mostra a curva de desempenho de um ejetor para alguns valores de pressão de vapor motriz.


16

Vapor MotrizP

ress

ão A

bsol

uta

/ mm

Hg


7,5 kgf/cm2

7,0

6,5

800

MPD


6,5 kgf/cm2

7,0

Em pequenas cargas, ofluxo reverte e o ejetor“ronca” se pm< 7,5 kgf/cm2

10 20

Figura 8 – Influência da Pressão do Vapor Motriz

A pressão de projeto para o vapor motriz é de 7,0 kgf/cm2. Note que o ejetor tem uma curva MPD que cai rapidamente para vazão de carga inferior a 10 kg/h para pressões abaixo da pressão atmosférica. Assim, o ejetor entra em colapso quando a vazão de carga é inferior a 10 kg/h. O estado de colapso é indicado pelas linhas pontilhadas

Se a pressão do vapor motriz é elevada para 7,5 kgf/cm2 quase não se notará alteração na curva de sucção, porém a curva MPD será uniformemente elevada, tal que agora o estágio ficará estável para vazão zero de carga. Por outro lado, se a pressão do vapor motriz é reduzida para 6,5 kgf/cm2 o ejetor entrará em colapso para vazão de carga inferior a 20 kg/h.

4.1.3.4 Características da Operação Instável

A condição “estável” é algumas vezes definida como a ausência de flutuações violentas na pressão de sucção. Em outras palavras, é a condição na qual a pressão de descarga para um estágio crítico é menor do que a Máxima Pressão de Descarga (MPD) associada com a carga, assim permitindo que a pressão de sucção seja determinada apenas pela carga do ejetor. Quando a MPD é excedida, a condição é definida como instável ( pressão de colapso) e a pressão de sucção agora depende não somente da carga mas também da pressão de descarga e da pressão do vapor motriz.

Se a severidade da operação de um estágio é aumentada pelo aumento da pressão de descarga, ou pela redução da pressão do vapor motriz ou pela redução da vazão de carga ( em alguns casos), a condição de colapso será detetada pelo aumento da pressão de sucção acima da curva estável. Tipicamente, se ouvirá um ruído semelhante a um assovio ou um “ronco” alternado e poderá ser notado que a câmara de sucção e as linhas de sucção ficam muito quentes.

De forma a recuperar a operação estável, é necessário retornar à condição menos severa que aquela quando o estágio entrou em colapso. Assim, para uma dada vazão de carga e pressão de descarga, um ejetor pode entrar em colapso a uma pressão de vapor motriz de 6,5 kgf/cm2 e recuperar a uma pressão de 7,5 kgf/cm2. Ou para uma


17

dada vazão de carga e pressão de vapor motriz, o ejetor pode entrar em colapso à pressão de descarga de 790 mmHg e recuperar à pressão de 770 mmHg.

Quando a carga é pequena e o ejetor colapsa, um fluxo reverso ocorre, ou seja, o gás de carga e o vapor motriz escoam no sentido inverso para a câmara de sucção e isto explica porque a câmara de sucção se aquece. O escoamento reverso eleva a pressão de sucção do sistema até fique alta o suficiente para retornar à operação estável. Então, o fluxo normal recomeça e abruptamente o estágio torna-se estável novamente. Se a vazão de carga permanece muito baixa, o ejetor continuará a ciclar, retornando à pressão mais baixa que o ejetor possa manter, colapsa com o fluxo reverso, a pressão na sucção aumenta e a pressão estável é recuperada por algum tempo.

Dependendo do volume e da geometria do sistema de sucção bem como da carga e das características do estágio do ejetor, esta operação cíclica pode ocorrer durante um período de muitos minutos ou pode ocorrer muitas vezes por segundo.

4.1.3.5 Efeito de Alta Pressão de Descarga

Altas pressões de descargalimitam a capacidade de sucção

6,5

kgf/c

m2

7,0

Vapor Motriz

Pre

ssão

Abs

olut

a / m

mH

g


7,5 kgf/cm2

7,0

6,5

MPD


6,5 kgf/cm2

10 20

800

7,0 7,

5

Restrição da descarga

Figura 9 – Influência da Pressão de Descarga

4.1.3.6 Ejetores Multi-estágios

Quando o trabalho de compressão desejado não pode ser realizado por um único estágio, ou quando a economia no consumo de vapor d´água justifica o custo extra de investimento pela adição de mais estágios, o trabalho pode ser realizado por dois ou mais estágios interligados em série, com ou sem a presença de intercondensadores. Inicialmente vamos considerar um sistemas de ejetores com duplo estágio para depois analisar com 3 ou mais estágios.


18

4.1.3.6.1 Dois Estágios de Ejetores não condensantes

Figura 10 – Esquema com dois estágios de ejetores não condensantes

Como exemplo, vamos considerar que a vazão de carga para o primeiro estágio seja 10 kg/h de ar seco a 70oF, a pressão de descarga seja de 813 mmHg e a pressão absoluta de projeto do vapor motriz seja 11,5 kgf/cm2. Considere que a pressão de projeto inter-estágio seja de 200 mmHg e que o primeiro estágio necessite de aproximadamente de 60 kg/h de vapor motriz. A mistura quente de ar e vapor d´água efluente do primeiro estágio será a carga do segundo estágio. O segundo estágio comprimirá a mistura de 200 mmHg para 813 mmHg, usando ~200 kg/h de vapor motriz. O consumo total de vapor motriz será de 260 kg/h.

Figura 11 – Curva de Desempenho de 2 estágios de ejetores não condensantes

Se for selecionada outra pressão inter-estágio o consumo total de vapor motriz será diferente. As curvas de desempenho para ambos estágios são mostradas na figura abaixo. Note que pelo fato da mistura que entra no segundo estágio conter vapor d´água aquecido, a vazão de 70 kg/h de ar e vapor d´água aquecido é equivalente a aproximadamente a 90 kg/h de ar seco a 70oF.

Este projeto tem um primeiro estágio que é estável para vazão zero de carga. O segundo estágio é instável para cargas abaixo de 50 kg/h, porém depende do vapor

1000

Capacidade de sucção, ws / kg.h-1

50

1 2 5 10 20 50 100 10

20

100

200

500

813

S-1

S-2

MPD-2

MPD-1

Pre

ssão

Abs

olut

a / m

mH

g


19

motriz efluente do primeiro estágio para mantê-lo na região estável da curva de operação. Se for desejável que o último estágio seja estável à vazão zero de carga, então resultará em um maior consumo de vapor motriz e alguma modificação no desenho do ejetor.

4.1.3.6.2 Dois Estágios de Ejetores Condensantes

Figura 12 – Esquema com dois estágios de ejetores com intercondensador

Um condensador entre ejetores reduzirá a carga do segundo estágio pela condensação de parte do vapor d´água se as condições do processo permitirem. A pressão deve ser alta o suficiente e a água de resfriamento fria o suficiente para que ocorra a adequada condensação. Considere a especificação do exemplo anterior que define 20 kg/h de ar seco a 70oF e 30 mmHg, usando vapor motriz de 11,5 kgf/cm2 e pressões de descarga 200 mmHg (primeiro estágio) e 813 mmHg (segundo estágio). O que acontecerá se for colocado um condensador entre os estágios?

Figura 13 – Curva de Desempenho de 2 estágios de ejetores com intercondensador

Foi visto que para o primeiro estágio, o consumo de vapor motriz será de 60 kg/h para comprimir 20 kg/h de ar seco a 70oF de 30 mmHg para 200 mmHg. Considerando que a mistura ar-vapor d´água saia do condensador a 40oC e entre no segundo estágio na pressão de 190 mmHg, 20 kg/h de ar conterá cerca de 5 kg/h de vapor.d´água em

1 2 5 10 20 50 100

MPD-2

MPD-1

S-2

S-1

Pre

ssão

Abs

olut

a / m

mH

g


1000

500

200

100

50

20

10

Atmosf


20

equilíbrio com o ar. O segundo estágio consumirá aproximadamente 63 kg/h de vapor motriz.

Este sistema com dois estágios de ejetores condensantes consumirá um total de 123 kg/h de vapor motriz e talvez 2,0 m3/h de água de resfriamento. Se for selecionada uma pressão inter-estágio diferente alterará o consumo de utilidades e pode resultar em um menor consumo de vapor d´água e de água de resfriamento.

O custo de investimento e instalação será maior do que para o sistema sem condensação intermediária pela necessidade do condensador e do sistema de água de resfriamento. O sistema deverá ser instalado em uma parte elevada da estrutura e uma perna barométrica bem como um vaso de recolhimento de condensado deverão ser também instalados.

Neste caso, o segundo estágio tem que ser estável para carga zero, porque não se pode confiar na vazão mínima fixada pelo primeiro estágio. O último estágio de um sistema multi-estágios é normalmente o de menor tamanho e por operar sempre contra a pressão mais alta (próxima a atmosférica), tipicamente é o primeiro que falha em sistema multi-estágio.

4.1.3.6.3 Quatro estágios condensantes

A configuração a seguir representa um sistema multi-estágios com quatro ejetores projetado para comprimir 20 kg/h de ar mais 10 kg/h de vapor condensáveis desde a pressão absoluta de 1 mmHg para a pressão de 800 mmHg.

Figura 14 – Esquema com 4 estágios de ejetores com intercondensadores

Deve-se notar a ausência de intercondensadores entre os dois primeiros estágios um vez que a pressão entre eles não é suficientemente alta para permitir a condensação do vapor d´água na temperatura disponível para a água de resfriamento. Por esta razão, os dois primeiros estágios são conhecidos como estágios “booster” por elevarem a pressão do sistema até um valor que permita a condensação de vapor d´água.


21


MPD-4

MPD-3

S-2

S-1

S-3

MPD-2

MPD-1

S-4

Pre

ssão

Abs

olut

a / m

mH

g

0,50,1 0,2 1,0 2,0 5,0 10 20 50 100 200 5000,1

0,2

0,5

10

20

1,0

2,0

5,0

50

100

200

Atmosf.

500

1000

Figura 15 – Curva de desempenho de 4 estágios de ejetores com intercondensadores.

4.1.3.7 Influência da posição do Bocal na Câmara de Sucção

Alguns ejetores têm uma extensão do bocal que é usada para posicionar a extremidade final do bocal do fluido motriz em relação à entrada do difusor. Esta relocação é feita variando o comprimento efetivo da extensão do bocal, o que depende apenas da construção específica de um determinado ejetor.

Esta posição relativa do bocal tem um efeito sobre a curva de desempenho do ejetor, ou seja, as curvas de pressão de sucção e de descarga são deslocadas movimentando-se o bocal para mais próximo ou mais londe da entrada do difusor.

Deve ficar claro que a mudança da posição do bocal afeta ambas curvas de pressão de sucção e de descarga.


22

A figura abaixo mostra esta influência. A linha cheia representa o desempenho normal de um dado ejetor. A linha tracejada mostra o desempenho do ejetor quando se move o bocal para mais longe da entrada do difusor. A linha pontilhada representa o desempenho, movimentando-se o bocal para mais próximo da entrada do difusor.

Bocal mais próximo

Bocal mais afastado

Pre

ssão

Abs

olut

a / m

mH

g


MP

DP

ress

ão d

e su

cção

Figura 16 – Influência da posição do bocal na curva de desempenho de 1 ejetor

Observa-se pela figura que afastando-se o bocal da entrada do difusor, consegue-se aumentar a capacidade de sucção mantendo-se a pressão de sucção, porém reduz-se a máxima pressão de descarga. Neste caso, o ejetor fica mais sujeito a colapso pela pressão de descarga.

Aproximando-se o bocal da entrada do difusor, provoca um efeito inverso, ou seja, com a pressão de sucção mantida, reduz-se a capacidade de sucção, porém aumenta-se a razão de compressão.

4.1.3.8 Ejetores com Bocais Múltiplos

Com o objetivo de reduzir o consumo de vapor motriz, alguns fabricantes utilizam bocais múltiplos na câmara de sucção em ejetores de grande tamanho, geralmente, os ejetores do tipo “booster”, conseguindo-se cerca de 10% de redução no consumo. Geralmente, os bocais múltiplos são usados em câmaras de sucção acima de 25 cm (10 in) de diâmetro. Os bocais são arranjados em um círculo interno concêntrico à câmara de sucção, usualmente alinhados para convergir a saída do vapor motriz para a grganta do difusor. Pelo fato de o ejetor necessitar bocais de menor comprimento, permite que ocorra uma mistura adequada entre os fluidos em um difusor também mais curto, com um perfil de velocidade mais uniforme após a mistura. De uma maneira geral, os ejetores de bocais múltiplos produzem mais ruido que os ejetores de bocais simples.

4.2 Especificação de Ejetores a Vapor D'água

4.2.1 Temperatura do fluido de sucção

Não é um fator muito importante no dimensionamento do ejetor. De acordo com a referencia 2, um aumento de até 30oC, reduz a capacidade do ejetor por menos de 2%.


23

No entanto, se a temperatura é menor do que 0oC, é aconselhável prever uma jaqueta de vapor de aquecimento no difusor e colocar "steam-tracing" na linha que conecta o processo ao ejetor.

4.2.2 Pressão de Sucção

Deve ser determinada, estabelecendo-se a mínima pressão desejada no sistema e subtraindo-se as perdas de carga até o ejetor. Deve ser lembrado que a pressão de sucção de projeto afeta tanto o número de estágios necessários como o consumo de vapor motriz e de água de resfriamento dos condensadores. Quanto menor a pressão de sucção, mais estágios serão necessários e maior será o consumo de vapor e de água de resfriamento. Além disso, quanto menor a pressão de sucção maiores serão os custos de investimento, de instalação e de operação.

4.2.3 Pressão de Descarga

Deve ser especificada a máxima pressão que o ejetor deve manter no flange de descarga quando operando na pressão de sucção, capacidade e pressão de vapor motriz especificados. Se o ejetor for dimensionado para uma pressão de descarga menor do que a necessária, o ejetor não será capaz de succionar a carga de projeto na pressão de sucção especificada. Pior ainda, se a pressão de descarga exceder muito ao valor de projeto, pode ser comprometida a estabilidade do ejetor, ou seja, poderá ser alcançada a pressão de colapso ("break pressure"), que é a pressão que tornará instável a operação do ejetor. Se a pressão de descarga em operação voltar a cair, o sistema só recuperará a estabilidade quando a pressão de descarga alcançar a pressão de recuperação, que é uma pressão inferior a pressão de colapso.

Por outro lado, se o ejetor for especificado para uma pressão de descarga maior que a necessária, ele operará satisfatóriamente, mas consumirá uma quantidade maior de vapor motriz.

4.2.4 Capacidade do Ejetor

A capacidade de um ejetor é a vazão mássica total que um ejetor succionará na pressão de sucção de projeto. Até 4 componentes podem estar presentes na carga de um ejetor a vapor d'água :

Ar - está presente em todos os sistemas sub-atmosféricos de projeto convencional. A quantidade de ar infiltrado é função do projeto e do método de operação e aumenta com o desgaste dos equipamentos

gases não condensáveis - podem entrar no sistema dissolvidos na carga do processo ou produzidos por reações químicas dentro do processo

vapores condensáveis - são aquelas substâncias com ponto de ebulição maiores do a temperatura da água de resfriamento

vapor d'água - como a água tem propriedades bem definidas, ela é considerada como outro componente da carga.


24

A estimativa das vazões de ar e gases não-condensáveis deve ser feita com bastante cuidado, pois cada estágio do sistema de ejetores deve ser dimensionado com estas vazões, o que poderá provocar um superdimensionamento ( ejetor de maior tamanho e maior consumo de vapor motriz ) ou subdimensionamento ( pressão de sucção maior que a desejada ).

Além das vazões mássicas, devem ser especificadas as propriedades físicas de todos os componentes da carga. Para sistema sem condensadores, basta apenas o peso molecular de cada componente. Para sistema com condensadores, além do peso molecular são necessários o calor latente de vaporização, a pressão de vapor e a solubilidade em pelo menos 2 temperaturas próximas a temperatura da água de resfriamento. Se os vapores condensáveis são insolúveis em água e se serão usados condensadores de superfície são ainda necessários a massa específica, o calor específico, a condutividade térmica e a viscosidade.

4.2.5 Pressão do Vapor Motriz

A pressão do vapor motriz para ejetores a vapor d'água geralmente se situam na faixa de 455 a 1515 kPa (4,5 a 15 kgf/cm2). O consumo de vapor motriz diminui com o aumento da sua pressão, mas esta redução é desprezível para pressões maiores do que aproximadamente 2500 kPa (24 kgf/cm2). A especificação de alta pressão do vapor motriz conduz a bocais de menor tamanho e, em consequência, menor consumo de vapor motriz. No entanto, em alguns casos, o maior custo por quilograma de vapor de alta pressão superará o ganho com a redução do consumo de vapor motriz.

A especificação da pressão do vapor motriz deve ser baseada na mínima pressão esperada na tubulação central de vapor e levar em conta as quedas de pressão nas linhas de suprimento de vapor. Isto é importante para evitar que se alcance a pressão de colapso ("break pressure") do ejetor, a semelhamça do que foi visto para a pressão de descarga.

Se em operação, a pressão do vapor motriz cair abaixo da pressão de colapso, o ejetor fica instável, ou seja, não consegue manter o vácuo. Elevando-se a pressão, o ejetor volta a estabilidade, quando a pressão alcança a pressão de recuperação ("pickup pressure").

A pressão de recuperação é maior do que a pressão de projeto. Tipicamente para um ejetor a vapor de 800 kPa (100 psig), a pressão de colapso é da ordem de 760 a 784 kPa (95 a 98 psig) e a pressão de recuperação é da ordem de 840 a 880 kPa (105 a 110 psig)1.

O vapor motriz deve ser seco. Vapor úmido é sempre indesejável porque pode provocar instabilidade, ou até mesmo quebrar o vácuo, além de provocar erosão no bocal e no difusor; por esta razão, o vapor d'água deve ser ligeiramente superaquecido. No entanto, deve-se evitar superaquecimento excessivo, se o ejetor não for especificado para esta condição. Superaquecimento maior do que o de projeto leva a uma redução na massa específica do vapor. o que implica em uma diminuição da vazão mássica de vapor motriz e esta redução de vazão não é compensada pela energia adicional associada ao superaquecimento.


25

4.2.6 Água de Resfriamento

Se o sistema de ejetores tem pré ou intercondensadores, é necessário especificar também a qualidade e as tempetarturas de entrada e saída da água de resfriamento. Como regra geral, a temperatura de saída não deve ultrapassar 50oC. Temperaturas maiores resultam em altas taxas de corrosão e aumentam os depósitos nos condensadores pela precipitação de compostos minerais dissolvidos na água.

4.3 Dimensionamento e Avaliação de Ejetores

Em dezembro de 1982 foi criado um grupo com partipantes do antigo Depin , do Cenpes e da antiga DIVEN, para a otimização do sistema de geração de vácuo. Uma das metas do Grupo era a previsão do desempenho de um ejetor e, para tal, foi criado um sub-grupo composto pelos engenheiros Paulo Rogério (REGAP), Gláucia (RLAM), Nilo (SEN-RIO) e Izidro (SEN-RIO). O objetivo do sub-grupo era relacionar as dimensões dos ejetores existentes nas refinarias, levantar as suas curvas de desempenho, analisar artigos e literatura em geral que permitissem avaliar o desempenho dos ejetores. Um dos produtos deste sub-grupo foi a elaboração de um programa em FORTRAN que permite dimensionar e avaliar o desempenho de ejetores em estágio único. Este programa foi desenvolvido a partir do artigo “The Maximum Performance and Design of Ejectors for Handling Various Gases”, escrito, em 1955, por Y.Takashima, professor do “Tokyo Institute of Technology”.

O resultado do programa de dimensionamento de ejetores foi verificado utilizando dados de projeto dos ejetores existentes na REGAP e os desenhos fornecidos pelo fabricante, obtendo-se uma boa consistência entre eles. O artigo propôe um método de cálculo, usando gráficos, para dimensionamento de ejetores com máximo rendimento, baseado em uma análise uni-dimensional, onde se considera que:

• fluido motriz é um gás perfeito e que na saída do bocal a velocidade se torna supersônica. O escoamento no bocal é considerado adiabático irreversível e, portanto, utiliza um fator de perda por atrito, ξ1, que tem um papel importante no método.

• fluido succionado também é considerado gás perfeito e o escoamento desde a entrada do ejetor até à câmara de sucção é considerado adiabático irreversível, com uma fator de perda por atrito ξ2.

• os dois fluidos se misturam a partir da câmara de sucção até alcançar a garganta do difusor, onde a velocidade da mistura se reduz até a velocidade sônica

• um balanço de quantidade de movimento é aplicado no difusor e é definido na garganta do difusor um fator de perda por atrito, ξt.

• escoamento da mistura de fluidos entre a entrada e a saída do difusor é também considerado adiabático irreversível e é definido ξ3 como um fator de perda por atrito;

• ejetor terá máximo rendimento quando a relação p1/p2 for máxima, sendo que p1 é a pressão do fluido motriz e p2 é a pressão do fluido succionado.

A condição de máximo rendimento obtida pelo autor ocorre quando:


26

t2

2

1

1 a1

a

1

a====

ξξξξ++++++++

ξξξξ++++

na qual:

bocal do garganta da área

bocal do saída na área====1a


bocal do saída na área- difusor do entrada na área====2a


difusor do garganta da área====ta

Para os fatores de perda por atrito, Takashima sugere usar ξ1 = ξ3 = ξt = 0,1. No entanto, para ξ2, o autor sugere ξ2 = 1,0, pois obteve melhores aproximações com resultados experimentais.

4.3.1 Sobre o programa de computador

O programa escrito inicialmente em FORTRAN por Izidro e Nilo (RH/UC) foi reescrito por André S. Pinto, também da UC, em 1992, em linguagem Pascal, com uma máscara que permitia uma entrada de dados mais amigável. Agora, em 2002, em função deste curso/seminário de geração de vácuo, o programa foi reescrito, por Paulo Roberto Costa Camargo, também da UC, usando VisualBasic, quando foi introduzido algumas melhorias no programa.

Para utilização do programa, o usuário deverá se certificar que:

• os fluidos motriz e o succionado sejam gases;

• a relação entre as pressões absolutas na descarga, p3 e na sucção p2, seja maior do que 2, ou seja, p3 / p2 > 2.

4.3.1.1 Programa de Dimensionamento de Ejetores

No caso de o fluido motriz ser vapor d´água e o fluido succionado for ar, o usuário deverá fornecer apenas:

• A pressão absoluta e a temperatura do vapor d´água

• A pressão absoluta, a temperatura e a vazão mássica do fluido succionado

• A pressão absoluta de descarga

Se os fluidos forem outros, devem ser fornecidos também a sua massa molecular e a relação cp/cv .

O programa calcula a vazão de vapor motriz e os seguintes diâmetros: garganta e saída do bocal, entrada e garganta do difusor.


27

O comprimento do bocal, o comprimento da garganta do difusor e os comprimentos das seções convergente e divergente do difusor não são calculados pelo programa. No entanto, levantamento feito nas medidas de diversos ejetores das unidades destilação a vácuo das nossas refinarias, nos levou a seguinte faixas de valores para os comprimentos e ângulos conforme a Figura 17.

Figura 17 – Dimensões típicas de um ejetor

Símbolo Definição Faixa

γ Ângulo da seção convergente do bocal 32 – 50o

ψ Ângulo da seção divergente do bocal 10 – 17o

α Ângulo da seção convergente do difusor 3 – 26o

θ Ângulo da seção divergente do difusor 6 – 13o

T Razão do comprimento pelo diâmetro da garganta do difusor 2 – 5

R Razão do comprimento da seção divergente pelo diâmetro da garganta do difusor

4,5 – 8,5

4.3.1.1 Programa de Avaliação de Ejetores

O método de cálculo proposto por Takashima e implementado no programa permite simular a curva característica de um dado ejetor, conhecendo-se os diâmetros característicos, pressão absoluta e temperatura do vapor motriz, pressão absoluta e temperatura do fluido succionado (normalmente ar, para a curva de desempenho).

A saída do programa é a pressão de descarga e a vazão mássica de gás succionado. A versão atual do programa ainda não permite a utilização desta modalidade, embora possa ser usado na versão antiga.

4.4 Determinação do Número de Estágios de Ejetores

Os sistemas de geração de vácuo normalmente encontrados nas refinarias são constituidos de 2, 3 e até 4 ejetores em série, em função da razão de compressão e da condensação intermediária para diminuir a carga dos ejetores intermediários.


28

Cada um destes estágios de ejeção apresenta de um a três ejetores em paralelo, em função da vazão de gás succionado.

O número de estágios é ditado tanto por razões econômicas, como pela dificuldade de se conseguir razão de compressão elevada para um ejetor descarregando contra pressões acima da atmosférica. Os fabricantes dizem não ser possível uma razão de compressão maior do que 10 para um ejetor descarregando contra a pressão atmosférica e maior do que 16, quando descarregando contra pressão sub-atmosférica.

Assim, por exemplo, vamos supor que a pressão de descarga seja 800 mmHg. Usando as máximas razões de compressão, teremos que para um ejetor de estágio único, a menor pressão de sucção do ejetor será de 80 mmHg e que para dois estágios o limite de pressão de sucção será de 5 mmHg.

Entretanto, não é usual fazer este tipo de serviço por duas razões. Uma é a necessidade de uso de intercondensadores e a outra é baseada na eficiência dos estágios dos ejetores.

O uso de intercondensadores é geralmente um fator importante na seleção da pressão inter-estágios, pois a temperatura da água de resfriamento tem um grande efeito na pressão que deve ser mantida para permitir a condensação do vapor d´água.

O outro fator é que quanto maior é a razão de compressão de um ejetor menor será a sua eficiência, principalmente devido ao maior consumo de vapor motriz. Isto é mais preponderante para unidades que operam com muito baixa pressão no topo da torre

Na realidade, a definição do número de estágios depende de fatores, tais como: custo de utilidades (vapor e água de resfriamento), custo de global de aquisição do sistema e o próprio tamanho físico do sistema. Tipicamente para sistemas com pressões absolutas na faixa de 10 a 25 mmHg, um sistema com 3 estágios com intercondensadores usará menos vapor e água de resfriamento do que um sistema com dois estágios com intercondensador embora, o sistema com dois estágios seja mais barato e exigirá menor espaço para instalação.

4.5 Consumo de vapor motriz

Sabe-se que á medida que se reduz a área de escoamento de um fluido, a sua velocidade aumenta. A termodinâmica aplicada a fluidos compressíveis em bocais para um escoamento isentrópico diz que quando a velocidade crítica ( velocidade sônica ) é alcançada na garganta do bocal, a seguinte relação de pressões é obtida:

1kk

o2

1k −−−−

++++====

*p

p

Esta razão crítica de pressões é de mesma ordem de grandeza para todos os gases. Tipicamente para o vapor d´água (k=1,3), esta relação é igual a 1,83 e para o ar (k=1,4), o valor é 1,89. Por este mesmo motivo, se a razão de compressão, ou seja, se a razão entre a pressão de descarga e a pressão de sucção é maior do que 2, a garganta do difusor é dimensionada para a o escoamento crítico ( velocidade sônica ).


29

A mesma teoria mostra que uma vez alcançada a velocidade crítica na garganta do bocal, o máximo fluxo ( vazão / área ) mássico através do bocal ocorre na garganta e para fluido considerado como gás perfeito e em escoamento isentrópico é calculado por:

o

o1k1k

T

p

1k2

RkM

A

wG −−−−

++++

++++====

====

max*max

na qual:

G = fluxo mássico do fluido motriz w = vazão mássica do fluido motriz A* = área da garganta do bocal po = pressão absoluta do fluido motriz a montante do bocal To = temperatura absoluta do fluido a montante do bocal k = relação cp / cv do fluido motriz M = massa molecular do fluido motriz

A garganta do bocal é onde a velocidade alcança o valor crítico (velocidade sônica) e o fluxo de vapor motriz tem o máximo valor. Este valor para o fluxo mássico, considerando o fluido motriz como gás ideal e escoamento isentrópico, é dado por :

pRT

M2C

A

wG n ⋅⋅⋅⋅========

*

G = fluxo mássico, kg/(s.m2) w = vazão mássica, kg/s A* = área da garganta do bocal, m2

Cn = f (γ)

γ = Cp/Cv M = massa molar do vapor motriz, kg/kmol T = temperatura absoluta do vapor motriz, K p = pressão do vapor motriz, Pa

Se o fluido motriz é vapor d’água :

⋅⋅⋅⋅====T

pDC24447618w 2

n*,

D* em mm, p em kgf/cm2 e w em kg/h

A constante Cn é determinada pela expressão :

Cn =+

⋅

+

−21 1

1

1

1

2

γ

γ γ

γ


30

Quando o escoamento é adiabático irreversível (com perdas por atrito no bocal), vem :

Cn

n nn

onde nn =+

⋅

+

=

−+

⋅−

−21 1

1

11

11

11

12

ζ

γ

γ

, Quando ζ = 0 → n = γ

Para o vapor d’água , γ ≈ 1,3

Escoamento isentrópico (ideal)

Escoamento adiabático irreversível (Equação. do Takashima , ζ =0,1)

Equação do HEI para bocal bem liso (coef.descarga =0,97)

T

pD,w * 26088=

v

pD,w * 25580=

v

pD,w * 257360=

w em kg/h D* em mm p em kgf/cm2 v em m3/kg T em K

4.6 Outros Nomes de Ejetores em Função da Aplicação

Ejetor Termo genérico utilizado quando a pressão de descarga é intermediária entre a pressão do fluido motriz e a do fluido succionado;

Injetor Nome dado ao equipamento que utiliza um gás condensável como fluido motriz para succionar um líquido e descarregar a uma pressão maior que a do fluido motriz ou do succionado;

Soprador Quando os fluidos motriz e succionado são gases e a diferença de pressão entre a descarga e a sucção é pequena;

Exaustor Termo utilizado quando o fluido succionado é gás e o motriz, gás ou líquido;

Edutor Caso em que o fluido motriz é líquido e o fluido succionado pode ser gás, líquido ou sólido;

Compressor Quando a finalidade é aumentar a pressão de um gás a um nível intermediário entre as pressões dos fluidos de sucção e motriz;

Termocompressor Um compressor particular, em que o vapor d'água é utilizado tanto como fluido motriz e succionado;

Lavador de gás Quando se utiliza o líquido de lavagem como fluido motriz para succionar o gás a ser tratado;

Aquecedor Utiliza um gás quente como fluido motriz succionando um


31

líquido, e obtendo uma temperatura mais elevada do líquido na descarga.


32

4.7 Terminologia

Pressão Absoluta é a pressão medida a partir do zero absoluto, ie, do vácuo absoluto.

Pressão Estática é a pressão medida no gás, de forma que não haja na medição nenhum efeito produzido pela velocidade do gás.

Pressão do Fluido Motriz

é a pressão estática do fluido motriz , medida na entrada do ejetor.

Pressão de Sucção é a pressão estática absoluta na sucção do ejetor.

Pressão de Descarga é a pressão estática absoluta na descarga do ejetor.

Pressão de Colapso é a pressão do fluido motriz ou a pressão de descarga que torna o ejetor instável.

Pressão de Recuperação é a pressão do fluido motriz ou a pressão de descarga, na qual o ejetor recupera a condição de operação estável.

Operação Estável é a operação do ejetor sem flutuação violenta na pressão de sucção.

Capacidade é a vazão mássica do gás succionado pelo ejetor.

Ar Seco

ar atmosférico à temperatura ambiente. A quantidade de vapor d'água presente é muito pequena e é ignorada. Por exemplo, a quantidade de vapor d'água à 50% de umidade relativa e temperatura de 27oC é menor que 0,011kg de vapor d'água por quilograma de ar.

Ar Equivalente é calculado como a massa de ar que é equivalente a massa do gás succionado pelo ejetor nas condições de sucção.

Vapor Equivalente é calculado como a massa de vapor d'água que é equivalente a massa de gás succionado pelo ejetor nas condições de sucção.

Consumo Total de Vapor é a vazão mássica total de vapor d'água que passa nos bocais de todos os estágios de ejeção, nas condições especificadas de pressão e temperatura.

Vazão Crítica

é considerada a vazão que passa através de um bocal quando a pressão absoluta ajusante fica abaixo da pressão crítica, ou seja, esta pressão deverá ser menor que 50% da pressão absoluta amontante do bocal

Vazão Sub Crítica

é considerada a vazão que passa através de um bocal quando a pressão absoluta ajusante fica acima da pressão crítica, ou seja, há uma baixa perda de carga através do bocal


33

5. Bibliografia

1. Standards for Steam Jet Ejectors, Heat Exchange Institute, 3rd Edition

2. Steam Jet Ejectors for the Process Industries, Power, R.B., McGraw-Hill Chem Eng, 1993

3. Process Vacuum System Design & Operation, Ryans,J. & Roper,D., McGraw-Hill, 1986

4. Ejectors Have a Wide Range of Uses, Berkeley,D., Petroleum Refiner, Dec. 1958

5. A Technical Guide to Vacuum and Pressure Producing Equipment, Mangnall,K., Hick Hargreave and Co., Dec. 1971

6. The Design of Jet Pumps, Kroll,E., Chem.Eng.Prog. vol 1, no 2, Feb. 1947, 21-24

7. Steam Jet Air Ejectors, Power,R.B., parts 1-3, Hyd. Proc, vol 43, no 2-4, Feb-Apr 1964

8. Fluid and Particle Mechanics, Lapple,C.E., Cap.4 - Flow of Compresible Fluids, Eng. Res. Dept, Dupont Inc.

9. The Maximum Performance and Design of Ejectors for Handling Various Gases, Takashima,Y., Tokyo Inst. of Technology, Chem. Eng., vol 19, 1955

10. Programa para Dimensionamento e Avaliação de Ejetores, Brasil,N.I., Neto,I.M. & Camargo, P.R., Petrobras, Universidade Corporativa, 2002

11. Ejector and Vacuum Systems, Applied Process Design for Chemical and Petrochemical Plants, Cap. 6

12. Calculate Air Leakage Values for Vacuum Systems, Gomes,J.V., Chem. Eng., June 1991

13. Troubleshooting Crude Vacuum Tower Overhead Ejector Systems, Lines,J.R.&Frens,L.L., Hydroc. Proc., mar 1995

14. Understand Vacuum Sistem Fundamentals, Martin,G.R.Lines,J.R.&Golden,S.W., Hydroc. Proc, oct 1994

Documents

Apostila Vacuo (Nilo Indio do Brasil).pdf