Refrig_apontamentos.pdf

ESCOLA SUPERIOR NÁUTICA INFANTE D. HENRIQUE

DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MARÍTIMA

LICENCIATURA EM

ENGENHARIA DE MÁQUINAS MARÍTIMAS

M 321

MÁQUINAS E SISTEMAS AUXILIARES II

REFRIGERAÇÃO

Janeiro 2012

Revisão Janeiro 2015

Alfredo Marques

(Prof. Adjunto)

Máquinas e Sistemas Auxiliares II

i

Alfredo Marques ENIDH, Jan/2015

REFRIGERAÇÃO

ÍNDICE

1. Produção de frio industrial 1

1.1. Sistemas de produção de frio industrial 3

1.2. Conservação do frio industrial 9

1.3. Aplicação do frio industrial 9

2. Agentes refrigerantes 11

2.1. Agentes refrigerantes primários 11

2.1.1. Características 11

2.1.2. Diagrama pressão-entalpia 13

2.1.3. Classificação. Codificação 14

2.1.4. Selecção de agentes refrigerantes 20

2.2. Agentes refrigerantes secundários 20

2.3. Óleos lubrificantes 23

2.4. Contaminantes 24

2.4.1. Humidade 24

2.4.2. Outros contaminantes 25

3. Sistema de compressão de vapor 27

3.1. Ciclo ideal 27

3.1.1. Ciclo frigorífico ideal (ciclo saturado simples) 27

3.1.2. Bomba de calor 30

3.1.3. Parâmetros de funcionamento 31

3.1.4. Influência das temperaturas de evaporação e de condensação 34

3.2. Ciclo prático 35

3.2.1. Compressão não isentrópica 35

3.2.2. Sobreaquecimento do vapor 36

3.2.3. Subarrefecimento do líquido 39

3.2.4. Permutador líquido-vapor 40

3.2.5. Perdas de carga 42

3.3. Sistemas com várias temperaturas de evaporação 43

3.4. Linhas de fluido refrigerante 46

3.4.1. Linhas de líquido 47

3.4.2. Linhas de aspiração dos compressores 47

3.4.3. Linhas de descarga dos compressores 48

3.5. Sistemas de compressão múltipla 48

3.5.1. Generalidades 48

3.5.2. Sistemas de compressão duplas 51

3.5.3. Sistemas binários ou em cascata 57

3.6. Aplicação ao transporte marítimo de gases liquefeitos 58

3.6.1. Generalidades 58

3.6.2. Sistemas de transporte 60

3.6.3. Refrigeração/liquefacção/reliquefação 61


ii


4. Compressores 67

4.1. Classificação 67

4.2. Compressores alternativos 69

4.3. Compressores de parafuso 72

4.4. Compressores centrífugos 74

4.5. Compressores de palhetas rotativas 74

4.6. Rendimentos 75

4.6.1. Rendimento isentrópico 75

4.6.2. Rendimento politrópico 76

4.6.3. Rendimento mecânico 77

4.6.4. Rendimento volumétrico 77

4.7. Curvas de funcionamento 80

4.8. Compressores abertos, semi-herméticos e herméticos 86

4.9. Selecção de compressores 89

5. Condensadores 91

5.1. Classificação e descrição geral 91

5.2. Condensadores arrefecidos por água 92

5.3. Condensadores arrefecidos por ar 95

5.4. Condensadores evaporativos 95

5.5. Capacidade de um compressor 96

5.6. Curvas características 99

5.7. Selecção e dimensionamento de condensadores 100

5.8. Condução e manutenção de condensadores 102

6. Evaporadores 103

6.1. Classificação e descrição geral 103

6.2. Evaporadores do tipo seco 104

6.3. Evaporadores do tipo inundado 106

6.4. Evaporadores arrefecedores de ar 109

6.5. Evaporadores arrefecedores de líquidos 111

6.6. Capacidade de um evaporador 112

6.7. Curvas características 114

6.8. Sistemas de descongelação 115

7. Dispositivos de laminagem 119

7.1. Tubos capilares 119

7.2. Válvulas expansoras manuais 121

7.3. Válvulas expansoras automáticas 122

7.4. Válvulas expansoras termostáticas 123

7.4.1. Princípio de funcionamento. Classificação 125

7.4.2. Válvulas expansoras termostáticas com equalização interna

de pressões 126

7.4.3. Válvulas expansoras termostáticas com equalização externa

de pressões 127

7.4.4. Válvulas expansoras termostáticas com carga normal 128

7.4.5. Válvulas expansoras termostáticas com cargas cruzadas 129

7.4.6. Válvulas expansoras termostáticas com limitação de pressão 131

7.4.7. Selecção de válvulas expansoras termostáticas 133

7.4.8. Montagem de válvulas expansoras termostáticas 135


iii


7.4.9. Alguns aspectos práticos de funcionamento de válvulas

expansoras termostáticas 137

7.5. Válvulas expansoras electrónicas 139

7.6. Válvulas de injecção termostática 139

7.7. Reguladores de nível 140

7.7.1. Reguladores de nível mecânicos 140

7.7.2. Reguladores de nível termostáticos 142

7.7.3. Reguladores de nível eléctricos/electrónicos 144

8. Dispositivos de protecção, controlo e auxiliares 145

8.1. Termostatos 148

8.2. Pressostatos 152

8.3. Válvulas modulantes 156

8.3.1. Válvulas modulantes de comando directo 156

8.3.2. Válvulas modulantes de comando indirecto 157

8.3.3. Válvulas reguladoras da pressão de evaporação 158

8.3.4. Válvulas reguladoras da pressão máxima de aspiração 160

8.3.5. Válvulas reguladoras da pressão mínima de aspiração 161

8.3.6. Válvulas reguladoras da pressão de condensação 161

8.4. Válvulas não modulantes 164

8.4.1. Válvulas electromagnéticas 164

8.4.2. Válvulas de segurança 167

8.4.3. Válvulas de retenção 168

8.5. Higrostatos 168

8.6. Manómetros e termómetros 169

8.7. Dispositivos auxiliares 170

8.7.1. Filtros 170

8.7.2. Visores 172

8.7.3. Depósitos de líquido 173

8.7.4. Separadores de líquido 173

8.7.5. Separadores de óleo 174

8.7.6. Permutador de calor líquido/vapor 175

8.7.7. Arrefecedores intermédios 175

8.7.8. Purgador de gases não condensáveis 176

9. Controlo da capacidade 177

9.1. Controlo da capacidade do compressor 179

9.1.1. Compressores alternativos 180

9.1.2. Compressores de parafuso 181

9.1.3. Compressores centrífugos 182

9.2. Controlo da capacidade do condensador 182

9.2.1. Condensadores arrefecidos por água 183

9.2.2. Condensadores arrefecidos por ar 183

9.3. Controlo da capacidade do evaporador 185

9.3.1. Controlo tudo-ou-nada 185

9.3.2. Controlo contínuo 185

9.3.3. Aumento fictício da carga térmica 185

9.4. Equilíbrio do sistema 188

9.5. Exemplo de um sistema de controlo da capacidade 191


iv


10. Conservação do frio 193

10.1. Isolamentos Térmicos 193

10.2. Isolamentos do tanque de carga e do casco interior 194

10.3. Isolamento de Encanamentos 196

10.4. Protecção contra vapor de água 196

11. Condução e manutenção 198

11.1. Testes 198

11.2. Carga de fluido refrigerante 201

11.3. Recepção 203

11.3.1. Inspecção 203

11.3.2. Ensaios de recepção 205

11.4. Principais acções de condução 207

11.5. Anomalias, sintomas e causas 213

11.6. Principais acções de manutenção 219

Bibliografia: 226

Anexo A – Diagrama p;h (R22, R134a, R404A, R408A, R717)

Anexo A – Diagrama p;h (R22, R134a, R404A, R717)


1


REFRIGERAÇÃ0

1. PRODUÇÃO DE FRIO INDUSTRIAL

A refrigeração já era do conhecimento humano desde as mais antigas civilizações

muitos séculos antes do nascimento de Cristo. A civilização chinesa utilizava o gelo

natural, recolhido nas superfícies de rios e de lagos congelados, com o objectivo de

conservar o chá que consumiam. As civilizações grega e romana também aproveitavam

o gelo colhido no alto das montanhas para o preparo de bebidas e alimentos gelados.

Nos finais do século XVII foi inventado o microscópio e, com o auxílio deste,

verificou-se a existência de microorganismos em grandes quantidades pela água,

alimentos e organismos vivos. Estudos realizados por alguns cientistas, entre eles Louis

Pasteur, demonstraram que alguns tipos de bactérias responsáveis pela putrefacção dos

alimentos. Ainda através de estudos, ficou demonstrado que a contínua reprodução das

bactérias podia ser impedida ou, pelo menos, limitada pela produção de frio, ou seja

baixando suficientemente a temperatura do ambiente.

Estas conclusões provocaram, no século XVIII, uma grande expansão da indústria de

produção de gelo, que até então se mostrava incipiente. Anteriormente, os alimentos

eram deixados no seu estado natural, estragando-se rapidamente. Para conservá-los

durante mais tempo era necessário submetê-los a certos tratamentos (salga, defumação

ou uso de condimentos). Estes tratamentos diminuíam a qualidade dos alimentos e

modificavam o seu sabor. Abriu-se assim a possibilidade de conservar os alimentos

frescos, mantendo todas as suas qualidades, durante um período de tempo maior.

O gelo natural implicava uma série de inconvenientes, pois ficava-se na dependência da

natureza para a sua obtenção, o qual apenas se formava no inverno e em regiões de

clima bastante frio. Por este motivo os cientistas voltaram-se para o desenvolvimento de

processos que permitissem a obtenção de gelo artificial, libertando o homem da

dependência da natureza.

Em consequência destes estudos, em 1834 foi construído nos Estados Unidos o primeiro

sistema mecânico de produção de gelo artificial e que constituiu a base precursora dos

actuais sistemas de refrigeração por compressão mecânica de vapores. Em 1855 surgiu

na Alemanha um outro tipo de sistema para fabricação de gelo artificial, baseado no

princípio da absorção, descoberto em 1824 por Michael Farady.

Nos princípios do século XX começou a generalizar-se a utilização de energia eléctrica,

o que permitiu produzir frio nas próprias residências dos usuários. O primeiro

frigorífico doméstico surgiu em 1913, no entanto somente em 1918 é que apareceu o

primeiro frigorífico automático, movido a electricidade, fabricado pela Kelvinator

Company nos Estados Unidos. A partir de 1920 verificou-se uma grande evolução da

produção de frio artificial

Tal como outras técnicas que se desenvolveram no século passado, a produção e

aplicação do frio industrial, devido à multiplicidade das suas aplicações, constitui um

relevante factor de progresso económico e de bem estar social.


2


O frio industrial, genericamente denominado refrigeração, é o ramo da ciência que

estuda os processos de fazer baixar a temperatura de um corpo e/ou mantê-la abaixo de

um determinado valor. De acordo com a natureza do produto e os objectivos

pretendidos podemos considerar:

Refrigeração;

Congelação.

Por refrigeração entende-se o arrefecimento de um produto até à temperatura óptima de

armazenamento ou de transporte, sem que em nenhum dos seus pontos se atinja a

temperatura de congelação.

Por congelação entende-se o arrefecimento de um produto, tão rápido quanto possível,

até que em todos os seus pontos se atinja uma temperatura inferior à temperatura de

congelação.

De acordo com o Instituto Nacional de Frio as instalações frigoríficas podem classificar-

se em:

A – Instalações de apoio à produção:

Instalações de produção;

Instalações de recolha, tratamento e armazenamento;

Instalações de congelação e armazenamento de congelados;

Instalações móveis de refrigeração e/ou de congelação;

Instalações fabris;

Instalações polivalentes para armazenamento de matérias primas ou produtos

com destino às unidades industriais ou ao consumo.

B – Instalações de apoio à distribuição e consumo:

A nível armazenista;

A nível retalhista;

A nível do consumo

C – Transportes frigoríficos:

Rodoviários;

Ferroviários;

Marítimos;

Aéreos.

D – Outras instalações:

Instalações de descongelação;

Instalações frigoríficas para maturação de frutas;

Câmaras de atmosfera controlada;

Fábricas de gelo;

Instalações frigoríficas para produtos não alimentares;

Instalações frigoríficas para apoio à indústria química;

Instalações frigoríficas mortuárias.

As técnicas do frio industrial envolvem os seguintes três problemas diferentes:

Produção;

Conservação;

Aplicação.


3


1.1. SISTEMAS DE PRODUÇÃO DE FRIO INDUSTRIAL

Relativamente à produção de frio, dado que o calor não se transmite espontaneamente

de uma fonte fria para uma fonte quente, torna-se necessário criar um fluxo de calor de

sentido contrário ao do gradiente térmico natural, o qual, de acordo com a segunda Lei

da Termodinâmica, exige que seja fornecido trabalho ao sistema (dispêndio de energia

utilizável) bem como um fluido que faça o transporte dessa energia.

Embora teoricamente qualquer fenómeno físico ou químico de natureza endotérmica

(que absorva calor) possa ser aproveitado para produção de frio, os processos

utilizados na produção de frio baseiam-se em:

Expansão de um gás associado à sua compressão;

Processos de adsorção;

Processos termoeléctricos;

Vaporização de um líquido (puro ou solução binária) associada aos seus

processos inversos.

A expansão de um gás associada à sua compressão é, normalmente, adoptada nas

máquinas frigoríficas a ar (ciclo de ar). A sua aplicação está, praticamente, limitada à

climatização das cabinas de aviões.

Os processos de adsorção são aplicados nas máquinas de sílica-gel, cujo

funcionamento se assemelha ao dos sistemas de absorção. Sendo a adsorção o fenómeno

pelo qual colocando-se um sólido em contacto com uma mistura de fluidos, um deles é

retido pelo sólido resultando um enriquecimento do fluido não adsorvido. A capacidade

de um sólido adsorver um determinado fluido depende das características físicas do

sólido, da composição da mistura de fluidos, da temperatura e pressão do processo e do

tipo e tempo de contacto.

Os processos termoeléctricos baseiam-se no princípio de Peltier, sendo o

arrefecimento motivado pela passagem da corrente eléctrica numa ligação metálica. Em

1821 Seebeck observou que num circuito fechado, constituído por dois metais

diferentes, sempre que as junções sejam mantidas a temperaturas diferentes, circula uma

corrente eléctrica. Em 1834 Peltier observou o efeito inverso, ou seja fazendo-se

circular uma corrente eléctrica na mesma direcção da força electromotriz gerada pelo

efeito Seebeck verifica-se o arrefecimento do ponto de junção e vice-versa.

Devido à baixa eficiência do processo termoeléctrico a sua aplicação está limitada a

aparelhagem laboratorial, estando os estudos respeitantes ao aproveitamento directo da

energia eléctrica para produção de frio industrial ainda em fase de investigação.

Os processos por vaporização de um líquido (puro ou solução binária) baseiam-se nos

seguintes princípios:

A vaporização de um líquido é acompanhada de absorção de calor do ambiente;

A temperatura de vaporização de um líquido é função da sua pressão;

Se um vapor for arrefecido após ser comprimido pode passar à fase líquida.

Assim, relativamente aos processos de produção de frio por vaporização de um líquido é

possível concluir que:


4


A vaporização de um líquido implica uma absorção de calor do ambiente em

contacto com a unidade evaporadora e, se essa vaporização for controlada,

pode obter-se a quantidade de frio necessária para originar e/ou manter o

espaço a arrefecer à temperatura desejada;

Numa instalação frigorífica existe sempre uma substância fluida (veículo

térmico) responsável pelo efeito produzido, que tanto pode estar na fase líquida

como na fase gasosa, normalmente denominada agente refrigerante ou fluido

refrigerante.

A vaporização de um líquido pode ser obtida pelos seguintes processos:

Meios mecânicos (sistema de compressão mecânica de vapores);

Meios térmicos (sistema de absorção ou sistema de compressão térmica de

vapores).

Por razões económicas, o agente refrigerante depois de evaporado é recuperado e

sucessivamente utilizado (sistema de refrigeração por ciclo contínuo). Os principais

processos termodinâmicos de um sistema de refrigeração por ciclo contínuo são:

Evaporação;

Compressão;

Condensação;

Expansão.

Na figura 1.1 representa-se, esquematicamente, um sistema de refrigeração simplificado

por compressão de vapor em ciclo contínuo.

Fig. 1.1: Esquema simplificado de refrigeração por compressão de vapor

No sistema de compressão mecânica de vapores, ou simplesmente sistema de

compressão de vapor, o líquido é forçado a vaporizar no evaporador e o vapor formado

é retirado pelo compressor, o qual comprime o vapor até uma pressão adequada e lança-

o no condensador onde, em contacto com o fluido arrefecedor, perde calor e condensa.

O líquido, assim formado, volta ao evaporador tornando-se a evaporar. Para manter a

diferença de pressões entre o condensador e o evaporador existe, entre eles, um

dispositivo de queda de pressão (dispositivo de laminagem ou dispositivo de

expansão).


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Assim, de acordo com os principais processos termodinâmicos, uma instalação de

refrigeração por compressão de vapor possui os seguintes componentes fundamentais:

Evaporador;

Compressor;

Condensador;

Dispositivo de laminagem.

Na figura 1.2 representa-se, esquematicamente, uma instalação frigorífica simples de

compressão de vapor.

Fig. 1.2: Instalação frigorífica de compressão de vapor

O compressor é o órgão responsável pela compressão do agente refrigerante

proveniente do evaporador, ou seja retira os vapores formados no evaporador (baixa

pressão e baixa temperatura) e comprime-os a uma pressão e temperatura mais elevadas,

de forma a poderem ser condensados.

O condensador é o órgão onde o fluido proveniente do compressor é liquefeito, ou seja

é o órgão onde, através de uma superfície de transmissão de calor, se retira ao agente

refrigerante a quantidade de calor necessária para que passe à fase líquida.

O dispositivo de laminagem é o órgão que controla a quantidade de refrigerante que

deve alimentar o evaporador e proporciona a queda de pressão (entre o condensador e o

evaporador) de forma que o refrigerante se evapore à pressão (e temperatura) desejada.

O evaporador é o órgão onde o agente refrigerante se evapora, absorvendo calor do

ambiente a arrefecer (órgão directamente ligado à produção de frio), ou seja através de

uma superfície de transmissão de calor retira ao meio a arrefecer a quantidade de calor

necessária à evaporação do agente refrigerante.

É assim possível concluir que num sistema de refrigeração o agente refrigerante pode

encontrar-se em duas zonas ou níveis de pressão:

Zona de baixa pressão;

Zona de alta pressão.


6


A zona de baixa pressão é caracterizada pela pressão de evaporação e vai desde a saída

do dispositivo de laminagem até à aspiração do compressor, incluindo o evaporador e a

linha de aspiração do compressor. A zona de alta pressão é caracterizada pela pressão

de condensação e vai desde a saída do compressor até à entrada do dispositivo de

laminagem, incluindo o condensador e a linha de líquido.

Independentemente destes dois níveis de pressão, é ainda possível distinguir outras duas

zonas de acordo com a fase em que se encontra o agente refrigerante:

Zona de vapor;

Zona de líquido.

A zona de vapor é constituída pelo conjunto de órgãos e condutas onde o agente

refrigerante se encontra na fase de vapor. Vai desde a saída do evaporador até à entrada

do condensador, incluindo o compressor.

A zona de líquido é constituída pelo conjunto de órgãos e condutas onde o agente

refrigerante se encontra na fase líquida. Vai desde a saída do condensador até à entrada

no evaporador, incluindo o dispositivo de laminagem. É de notar que entre a saída do

dispositivo de laminagem e o evaporador o agente refrigerante não está propriamente na

fase líquida, mas é uma mistura de líquido e vapor com um título muito pequeno.

Conjugando estas quatro zonas, em que é possível dividir uma instalação frigorífica é

possível concluir que:

Entre o compressor e o condensador existe vapor a alta pressão;

Entre o condensador e o dispositivo de laminagem existe líquido a alta pressão;

Entre o dispositivo de laminagem e o evaporador existe líquido a baixa pressão;

Entre o evaporador e o compressor existe vapor a baixa pressão.

Verifica-se assim que o agente refrigerante ao percorrer um sistema de refrigeração

passa por várias mudanças de fase, recebendo cada uma delas o nome da respectiva

transformação termodinâmica. Ao conjunto destas transformações termodinâmicas dá-

se o nome de ciclo frigorífico.

No sistema de absorção de vapor o líquido é forçado a vaporizar no evaporador e o

vapor formado é retirado devido ao facto de ser absorvido por outra substância

(absorvente) no absorvedor. A solução formada é regenerada (obtenção da substância

inicial) e a sua pressão é aumentada por intermédio de uma bomba provocando a sua

ebulição. O absorvente volta ao absorvedor e, sob a forma de vapor, segue para o

condensador onde, após condensado volta ao evaporador tornando a evaporar-se,

conforme se representa na figura 1.3.

A principal característica de um sistema de absorção é o seu baixo consumo de energia,

pois o processo de bombagem envolve um líquido, cujo volume específico é muito

menor que o volume específico do vapor correspondente.

Por outro lado, num sistema de absorção deve dispor-se de uma fonte de calor a

temperaturas relativamente altas (100 a 200 ºC). O equipamento envolvido, embora de

maiores dimensões do que num sistema de compressão de vapor, apenas se justifica


7


economicamente se estiver disponível uma adequada fonte de calor que de outra forma

seria desperdiçada.

Fig. 1.3: Esquema simplificado de refrigeração por absorção

Verifica-se assim que nos sistemas de compressão de vapor e de absorção de vapor o

efeito refrigerante (efeito frigorífico) é obtido através da vaporização do líquido a baixa

temperatura, residindo a diferença fundamental na forma de obter a vaporização do

líquido e a condensação do vapor formado.

O funcionamento destes dois sistemas baseia-se no facto de num reservatório fechado,

onde apenas exista um determinado fluido, se este estiver na fase líquida estará em

equilíbrio com o seu vapor a uma determinada pressão (pressão de saturação), a qual é

função da temperatura. Assim, se parte do vapor for retirado, para que se mantenha a

pressão, parte do líquido existente tem que vaporizar para o que necessita que lhe seja

fornecida energia (calor), a qual será retirada ao meio a arrefecer.

Devido aos objectivos do curso ir-se-á desenvolver apenas o sistema de compressão

mecânica de vapores.

Na maioria das instalações de refrigeração a distribuição do frio no interior dos espaços

a arrefecer é feita por circulação de ar (natural ou forçada) depois de previamente

arrefecido. Assim, quanto à forma como se efectua o arrefecimento do ar, as instalações

frigoríficas podem classificar-se em:

Instalações de expansão directa;

Instalações de expansão indirecta.

Uma instalação diz-se de expansão directa quando o evaporador está colocado no

interior do espaço a arrefecer, ou seja o evaporador além de ser o órgão onde se dá a

vaporização do agente refrigerante é simultaneamente o arrefecedor de ar.

Uma instalação diz-se de expansão indirecta quando o evaporador constitui um órgão

fisicamente diferente do arrefecedor de ar, ou seja um sistema de expansão indirecta é

caracterizado pela existência de dois agentes refrigerantes distintos (o agente

refrigerante primário e o agente refrigerante secundário).

Na figura 1.4 compara-se uma instalação frigorífica de expansão directa com uma

instalação frigorífica de expansão indirecta.


8


Fig. 1.4: Instalações frigoríficas de expansão directa e indirecta

As principais vantagens das instalações frigoríficas de expansão indirecta são:

O agente refrigerante primário encontra-se confinado à sala das máquinas e dos

evaporadores, o que permite uma maior facilidade na detecção e controlo de

fugas e uma menor carga de agente refrigerante primário;

No caso de fugas evita-se a contaminação dos produtos armazenados pelo agente

refrigerante primário;

Proporciona uma fácil acumulação de frio, permitindo uma resposta mais rápida

a variações carga;

Facilita o controlo das temperaturas;

Facilita o arrefecimento de várias câmaras frigoríficas com um único grupo

compressor.

As principais limitações das instalações frigoríficas de expansão indirecta são:

Para uma mesma temperatura do meio a arrefecer são necessárias temperaturas

de evaporação mais baixas do agente refrigerante primário;

Maior investimento;

Maiores perigos de corrosão.

Para além dos componentes fundamentais, anteriormente referidos, são necessários

órgãos e dispositivos de segurança e de controlo, tais como:

Pressostatos (baixa pressão, alta pressão e óleo);

Termostatos;

Manómetros (aspiração e descarga do compressor);

Termómetros (aspiração e descarga do compressor);

Depósito, separador e visor de líquido;

Filtro secador;

Válvulas electromagnéticas;

Separador de óleo;

Válvulas de pressão constante;

Permutadores líquido-vapor.


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1.2. CONSERVAÇÃO DO FRIO INDUSTRIAL

Relativamente à conservação do frio, a manutenção de uma substância a uma

temperatura inferior à do meio ambiente exige a criação de elevadas resistências

térmicas, a fim de reduzir o fluxo natural de calor que tende a uniformizar as

temperaturas dos corpos, pois, considerando que a tendência natural do calor é

transmitir-se das mais altas temperaturas para as mais baixas, é de esperar o

aparecimento de um fluxo de calor consequência do gradiente térmico existente entre o

produto e o ambiente exterior.

Estas resistências térmicas elevadas, destinadas a reduzir o referido fluxo de calor (já

que é impossível anulá-lo), são obtidas por intermédio de isolamentos térmicos, pelo

que as técnicas de produção e conservação do frio estão ligadas à construção de

ambientes isolados e a problemas relacionados com o cálculo de cargas térmicas.

É assim possível definir carga térmica como sendo a velocidade com que se deve retirar

calor da zona a arrefecer com o objectivo de criar e/ou manter as condições de

temperatura desejadas.

Relativamente a uma instalação frigorífica, a respectiva carga térmica total é função de:

Calor transmitido através das paredes, tecto e chão;

Calor que entra pelas portas;

Calor a retirar aos produtos armazenados;

Calor libertado pelos motores dos ventiladores;

Calor libertado pela eventual presença de pessoas;

Calor libertado por iluminação, funcionamento de empilhadores, etc.

1.3. APLICAÇÃO DO FRIO INDUSTRIAL

Relativamente à sua aplicação, o frio industrial utiliza-se praticamente em todos os

ramos da actividade humana, podendo-se destacar:

Indústria alimentar;

Fabricação de gelo;

Indústria de construção;

Indústria metalúrgica;

Indústria química;

Acondicionamento de ar;

Aquecimento por bomba de calor;

Medicina.


10



11


2. AGENTES REFRIGERANTES

Conforme exposto, os fluidos utilizados em instalações frigoríficas para produção de

frio transportam o calor absorvido do meio a arrefecer e recebem a designação genérica

agentes refrigerantes ou fluidos refrigerantes, os quais, por razões económicas, depois

de evaporados são recuperados e sucessivamente utilizados no chamado sistema de

refrigeração por ciclo contínuo.

Os agentes refrigerantes podem dividir-se em dois grandes grupos:

Agentes refrigerantes primários;

Agentes refrigerantes secundários.

Os agentes refrigerantes primários constituem o veículo térmico que percorre o

sistema sofrendo as transformações termodinâmicas inerentes ao ciclo frigorífico, ou

seja absorvem e dissipam (transferem) calor latente.

Os agentes refrigerantes secundários são caracterizados por apenas transferirem o

calor dos espaços a arrefecer para o agente refrigerante primário provocando a sua

vaporização, ou seja absorvem e dissipam (transferem) calor sensível.

É assim possível concluir que as instalações frigoríficas de expansão directa apenas

utilizam um único agente refrigerante (agente refrigerante primário), enquanto as

instalações frigoríficas de expansão indirecta utilizam dois agentes refrigerantes (o

agente refrigerante primário e o agente refrigerante secundário).

2.1. AGENTES REFRIGERANTES PRIMÁRIOS

De acordo com o exposto, os agentes refrigerantes primários, também por vezes

denominados fluidos primários, são caracterizados por transmitirem calor latente, isto é

circulam através dos vários componentes da instalação frigorífica absorvendo e

rejeitando calor, passando alternadamente de líquido a vapor (no evaporador) e de vapor

a líquido (no condensador).

Inicialmente foram utilizados como agentes refrigerantes primários o amoníaco (NH3),

o dióxido de carbono (CO2), o dióxido de enxofre (SO2) e o cloreto de metilo (CH3Cl).

Com o desenvolvimento da indústria do frio artificial foi-se sentindo a necessidade de

novos refrigerantes. Apareceram assim os hidrocarbonetos halogenados obtidos a partir

do metano e do etano, ainda, por vezes, utilizados da maior parte das instalações

frigoríficas.

2.1.1. CARACTERÍSTICAS

Embora, em princípio, qualquer líquido razoavelmente volátil e que se possa encontrar

na fase líquida, à temperatura de vaporização pretendida, possa ser utilizado como

agente refrigerante primário, a sua escolha é, na prática, condicionada por diversos

factores.


12


Assim, as principais características que os agentes refrigerantes primários devem

possuir podem dividir-se em:

Características termodinâmicas, físicas e químicas;

Características de segurança;

Características económicas.

As características termodinâmicas, físicas e químicas que um agente refrigerante

primário deve possuir são:

Para a temperatura de evaporação pretendida a sua pressão deve ser ligeiramente

superior à pressão atmosférica;

A pressão de condensação deve ser tão baixa quanto possível;

A relação de pressões deve ser a menor possível;

Temperatura de solidificação bastante inferior à temperatura de funcionamento;

Os valores da pressão e da temperatura crítica devem ser muito superiores aos

maiores valores de pressão e de temperatura de funcionamento;

Baixas temperaturas de descarga do compressor;

Pequeno índice adiabático;

Elevado calor latente de vaporização;

Baixo calor específico do líquido;

Elevado calor específico a pressão constante do vapor;

Elevada produção frigorífica mássica e volumétrica;

Massas específicas do líquido e do vapor moderadamente elevadas;

Baixa viscosidade do líquido e do vapor;

Elevadas condutibilidades do líquido e do vapor;

Elevados coeficientes de convecção do líquido e do vapor;

Elevada rigidez dieléctrica;

Ser quimicamente estável, na gama de temperaturas de funcionamento,

relativamente ao ar, à água e os óleos lubrificantes;

Não atacar os materiais com que possa estar em contacto;

Não ter afinidades com os componentes metálicos.

Um agente refrigerante primário deve possuir as seguintes características de

segurança:

Suave odor característico e não irritante;

Pequena tendência para fugas e, no caso destas existirem, serem de fácil

detecção;

Não ser tóxico;

Não ser inflamável;

Não ser explosivo quando em contacto com o ar.

Um agente refrigerante primário deve possuir as seguintes características económicas:

Baixo custo;

Fácil obtenção.

Na tabela 2.1 apresentam-se os valores de alguns dos parâmetros mais importantes de

uma instalação frigorífica de expansão directa, funcionando segundo um ciclo de

compressão de vapor (+ 30 ºC/- 15 ºC) com diferentes agentes refrigerantes primários.


13


Tab. 2.1: Comparação entre características de refrigerantes primários

Parâmetros R22 R134A R404A R408A R717

Pressão de evaporação (bar) 2,96 1,64 3,7 2,5 2,36

Pressão de condensação (bar) 11,92 7,71 14,29 13 11,66

Relação de pressões 4,04 4,7 3,86 5,2 4,94

Efeito frigorífico (kJ/kg) 162,6 148 113,4 145,4 1102,5

Descarga do compressor (ºC) 53,5 40 40 50 90

2.1.2. DIAGRAMA PRESSÃO-ENTALPIA

O diagrama pressão-entalpia (diagrama p; h) é função das características de cada

refrigerante e a condição do refrigerante num determinado estado termodinâmico pode

representar-se por um ponto, o qual pode ser localizado através do conhecimento de

duas propriedades do refrigerante nesse estado. Uma vez localizado o referido ponto

todas as restantes propriedades, correspondentes a esse estado, podem ser directamente

determinadas a partir do diagrama, conforme se representa na figura 2.1

Fig. 2.1: Representação de um diagrama p;h

Como se pode verificar a partir da figura 2.1, o diagrama p; h pode dividir-se em três

regiões separadas, entre si, pelas linhas de líquido saturado e de vapor saturado (linha de

saturação).

À esquerda da linha de líquido saturado situa-se a zona de líquido (líquido comprimido

ou líquido subarrefecido). Em qualquer ponto situado nesta região, para uma

determinada pressão, o agente refrigerante encontra-se na fase líquida, sendo a

correspondente temperatura inferior à temperatura de saturação.

À direita da linha de líquido saturado situa-se a zona de vapor (vapor sobreaquecido).

Em qualquer ponto situado nesta região, para uma determinada pressão, o agente

refrigerante encontra-se na fase de vapor sobreaquecido, sendo a correspondente

temperatura superior à temperatura de saturação.

Na região central do diagrama (limitada pelas linhas de líquido saturado e de vapor

saturado) situa-se a zona de líquido + vapor e representa a mudança de fase do

refrigerante de líquido para vapor (vaporização) ou de vapor para líquido

(condensação). Em qualquer ponto situado nesta região, para uma determinada pressão,


14


o agente refrigerante é composto por uma mistura de líquido e de vapor, com tanto mais

líquido consoante o ponto esteja mais próximo da linha de líquido saturado (o título

tende para zero) e tanto mais vapor consoante o ponto se aproxime da linha de vapor

saturado (o título tende para um).

Convém relembrar que o título de um vapor representa a massa de vapor existente

numa mistura de líquido e de vapor. Assim, por exemplo, um fluido cujo título seja 0,1

significa que na mistura existe uma massa de 10 % de vapor, sendo os restantes 90 %

massa líquida.

Para um ponto localizado sobre a linha de líquido saturado, o valor do respectivo título

é zero (a mistura é constituída apenas por líquido saturado) e para um ponto localizado

sobre a linha de vapor saturado, o valor do respectivo título é um (a mistura é

constituída apenas por vapor saturado).

Na região de líquido + vapor, desde que a pressão se mantenha constante a temperatura

mantém-se igualmente constante e a diferença de entalpias, entre um ponto situado

sobre a linha de vapor saturado e a linha de líquido saturado, é denominada calor

latente. Assim, se o fluido estiver a condensar teremos o calor latente de condensação

e se o fluido estiver a vaporizar teremos o calor latente de vaporização.

Como os valores da pressão se encontram marcados sobre o eixo vertical e os da

entalpia sobre o eixo horizontal, as linhas horizontais são linhas de pressão constante

(isobáricas) e as linhas verticais são linhas de entalpia constante (isentálpicas).

Na zona de líquido as linhas de temperatura constante (isotérmicas) têm um andamento

praticamente vertical, na zona a duas fases (líquido + vapor), em virtude da mudança de

fase, têm um andamento horizontal (acompanham as linhas de pressão constante) e na

zona de vapor, mudam novamente de direcção, tendo um andamento que se aproxima

da direcção vertical.

As linhas diagonais, quase rectas, são linhas de entropia constante (isentrópicas) e as

linhas curvas, quase horizontais, que evoluem diagonalmente são as linhas de volume

específico constante (isocóricas).

2.1.3. CLASSIFICAÇÃO. CODIFICAÇÃO

Os principais critérios de classificação dos agentes refrigerantes primários são:

Composição química;

Pressão de funcionamento;

Segurança.

De acordo com a sua composição química, os agentes refrigerantes primários podem

classificar-se em:

Hidrocarbonetos;

Misturas (não azeotrópicas e azeotrópicas);

Compostos inorgânicos.


15


Os hidrocarbonetos podem dividir-se em:

Hidrocarbonetos halogenados ou halocarbonetos;

Hidrocarbonetos saturados;

Hidrocarbonetos não saturados.

Os hidrocarbonetos halogenados são constituídos por combinações derivadas do

metano (CH4) ou do etano (C2H6), nos quais alguns átomos de hidrogénio foram

substituídos por um ou mais halogéneos (átomos de cloro, de fluor ou de bromo).

Na figura 2.2 está representada a forma de obtenção de fluidos refrigerantes

pertencentes ao grupo metano.

Fig. 2.2: Obtenção de refrigerantes pertencentes ao grupo metano

Os refrigerantes do grupo metano obtêm-se a partir do metano (CH4) substituindo

átomos de hidrogénio por átomos de cloro os quais, posteriormente, são total ou

parcialmente, substituídos por átomos de fluor. O R12, por exemplo, obtém-se a partir

do metano substituindo todos os átomos de hidrogénio (quatro) por átomos de cloro e,

posteriormente, substituindo dois átomos de cloro por átomos de fluor.

Na figura 2.3 está representada a forma de obtenção de fluidos refrigerantes

pertencentes ao grupo etano.

Fig. 2.3: Obtenção de refrigerantes pertencentes ao grupo etano

Os refrigerantes do grupo etano obtêm-se a partir do etano (C2H6) substituindo átomos

de hidrogénio por átomos de cloro os quais, posteriormente, são total ou parcialmente,

substituídos por átomos de fluor. O R134, por exemplo, obtêm-se a partir do etano

substituindo quatro átomos de hidrogénio por átomos de cloro e, posteriormente,

substituindo-os por átomos de fluor.


16


De uma forma geral, a substituição de átomos de hidrogénio por átomos de cloro e de

fluor confere ao refrigerante as seguintes propriedades:

O aumento do número de átomos de fluor e a redução do número de átomos de

cloro proporciona uma maior estabilidade química e diminui a toxidade;

Quanto maior for o número de átomos de fluor ou de cloro menor será a

inflamabilidade;

Quanto maior for o número de átomos de cloro mais elevada será a temperatura

de vaporização;

Quanto maior for o número de átomos de fluor mais baixa será a temperatura de

vaporização.

A codificação adoptada internacionalmente para os agentes refrigerantes primários é

baseada na sua fórmula química. Genericamente, para os agentes refrigerantes primários

derivados de hidrocarbonetos a sua fórmula química é:

Onde w representa o número de átomos de carbono, x o número de átomos de

hidrogénio, y o número de átomos de cloro e z o número de átomos de fluor.

Os hidrocarbonetos halogenados e saturados são designados pela letra R seguida do

número de átomos de carbono, menos um, do número de átomos de hidrogénio, mais

um, e do número de átomos de fluor, ou seja:

No caso particular dos derivados do metano (CH4), dado que o número de átomos de

carbono é um ( e portanto ), utiliza-se a letra R seguida, apenas, do

número de átomos de hidrogénio menos um e do número de átomos de fluor, ou seja:

Caso se trate de um isómero, ao aumentar a assimetria (em peso atómico), colocam-se

as letras a, b, c, … à direita. No caso de derivados cíclicos coloca-se a letra C à esquerda

(entre R e o primeiro algarismo). No caso de existir bromo coloca-se a letra B à direita

seguida do respectivo número de átomos.

Exemplos: Metano R50

Diclorodifluormetano R 12

Etano R 170

Tetrafluoretano R 134a

Os hidrocarbonetos não saturados são representados pela letra R seguida de quatro

algarismos. O primeiro algarismo a seguir à letra R é sempre um para os restantes três

algarismos segue-se a mesma regra do que para os hidrocarbonetos halogenados e

saturados, anteriormente referida, ou seja:

Exemplo: Etileno R 1150


17


Para as misturas não azeotrópicas, não sendo possível definir uma fórmula química,

adoptou-se uma numeração que se situa na série 400, pelo que as diversas misturas

seguem a ordem cronológica do seu aparecimento.

Exemplos: 0,38 R22 + 0,6 R125 + 0,02 R290 R 402a

0,6 R22 + 0,38 R125 + 0,02 R290 R 402b

0,53 R22 + 0,13 R152a + 0,34 R124 R 401

0,61 R22 + 0,11 R152a + 0,28 R124 R401b

0,44 R125 + 0,52 R143a + 0,04 R134a R404a

Para as misturas azeotrópicas, não sendo possível definir uma fórmula química,

adoptou-se uma numeração que se situa na série 500, pelo que as diversas misturas

seguem a ordem cronológica do seu aparecimento.

Exemplos: 0,75 R22 + 0,25 R12 R 501

0,488 R22 + 0,512 R115 R 502

Misturas azeotrópicas são misturas de líquidos que, para uma determinada pressão,

destilam a uma temperatura bem definida, sendo a composição do vapor igual à

temperatura do líquido.

Os compostos inorgânicos são representados pelo número 700 ao qual se soma a sua

massa molecular.

Exemplo: Amoníaco R 717

Quanto à pressão de funcionamento os agentes refrigerantes primários podem dividir-se

nos seguintes quatro grupos:

Baixa pressão;

Média pressão;

Alta pressão;

Muito alta pressão.

Os refrigerantes de baixa pressão são aqueles cujas temperaturas de evaporação, à

pressão atmosférica, são elevadas, ou seja em condições de pressão e temperatura

normais estão na fase líquida. As pressões de funcionamento (condensação e

evaporação) do ciclo são muito baixas. Cobrem o campo das altas temperaturas de

utilização.

Os refrigerantes de média pressão são aqueles cujas temperaturas de evaporação, à

pressão atmosférica, assumem valores médios. Cobrem o campo das médias

temperaturas de utilização.

Os refrigerantes de alta pressão são aqueles cujas temperaturas de evaporação, à

pressão atmosférica, são baixas. Cobrem o campo das baixas temperaturas de utilização.

Os refrigerantes de muito alta pressão são aqueles cujas temperaturas de utilização, à

pressão atmosférica, são muito baixas. Cobrem o campo das muito baixas temperaturas

de utilização.


18


Na tabela 2.2 apresentam-se as temperaturas de evaporação, à pressão atmosférica, de

alguns dos principais fluidos utilizados como agentes refrigerantes primários.

Tab. 2.2: Temperaturas de evaporação de alguns refrigerantes à pressão atmosférica

Baixa pressão Média pressão Alta pressão Muito alta pressão

Design. Design. Design. Design.

R718

R112

RC136

R1130

R114B2

R113

R30

R611

RC317

R11

R160

+ 100

+ 92,8

+ 60

+ 48,5

+ 47,6

+ 47,5

+ 40,2

+ 31,2

+ 25

+ 23,7

+ 12,5

R21

R133a

R114

R12B1

R600

R236fa

RC318

R142b

R764

R124a

R601

R124

R245

R240

R152a

R134a

R12

R500

+ 8,9

+ 7,5

+ 4,1

+ 3,7

+ 0,5

- 1,5

- 6,1

- 9,2

- 10

- 10,2

- 10,5

- 12

- 17,7

- 24

- 24,6

- 26,5

- 29,8

- 33,4

R717

R218

R115

R22

R501

R290

R408A

R502

R404A

R507

R143a

R1270

R125

R32

R504

R13B1

R116

R744

- 33,4

- 38

- 38,7

- 40,8

- 41,4

- 42,8

- 44

- 45,6

- 46

- 47

- 47,5

- 47,6

- 48,5

- 51,7

- 57,2

- 58,7

- 78,3

- 78,5

R13

R23

R503

R170

R1150

R14

R50

R729

- 81,5

- 84,4

- 85,5

- 88,6

- 103,7

- 127,9

- 161,5

- 194,2

Dado o interesse actual em identificar um hidrocarboneto halogenado através do seu

impacto ambiental, nomeadamente pelo seu poder destruidor da camada de ozono,

recentemente começaram-se a utilizar as seguintes denominações:

Clorofluorocarbonetos (CFC);

Hidroclorofluorocarbonetos (HCFC): compostos que, para além do carbono,

contêm hidrogénio, cloro e fluor.

Hidrofluorocarbonetos (HFC);

Os clorofluorocarbonetos (CFC) são compostos cujas moléculas são formadas por

cloro, fluor e carbono (não contêm hidrogénio). Exemplos: R11, R12, R502, etc. Os

CFC’s destroem a camada de ozono, pelo que, de acordo com a reunião de Copenhaga e

com o Protocolo de Monte Real, as indústrias químicas cessaram a produção de CFC’s

e a importação destas substâncias virgens é controlada. Para converter ou substituir os

CFC’s foram criados dois tipos de agentes refrigerantes alternativos: HCFC’s e HFC’s.

Os hidroclorofluorocarbonetos (HCFC) são compostos onde alguns átomos de cloro são

substituídos por átomos de hidrogénio (para além de carbono contêm hidrogénio, cloro

e fluor). Exemplos: R22, R141b, etc.

Os hidrofluorocarbonetos (HFC) são compostos em que todos os átomos de cloro são

substituídos por átomos de hidrogénio (não contêm cloro). Exemplos: R134a, R404A,

R407C, etc.

Embora os CFC’s reúnam, numa única combinação, várias propriedades desejáveis, tais

como não serem inflamáveis, explosivos ou corrosivos, serem bastante estáveis e muito

pouco tóxicos, em 1974 foram detectados, pela primeira vez, os problemas com os

CFC’s, tendo sido demonstrado que compostos clorados podem migrar para a atmosfera

e destruir moléculas de ozono. Por serem altamente estáveis, ao libertarem-se


19


conseguem atingir a estratosfera antes de serem destruídos. Os CFC’s foram então

considerados os maiores responsáveis pelo aparecimento do buraco na camada de ozono

sobre a Antártida.

A camada de ozono tem uma função importantíssima na preservação da vida, pois é

responsável pela filtragem dos raios ultravioletas que, em quantidades elevadas, são

prejudiciais ao meio ambiente. Ao ser humano podem causar doenças de pele, tais como

queimaduras, cancro, envelhecimento precoce, etc. Devido ao efeito dos CFC’s sobre a

camada de ozono, o Protocolo de Montereal de 1986, determinou a sua substituição,

provocando uma verdadeira revolução na indústria frigorífica. A substituição dos

CFC’s, juntamente com o desenvolvimento de equipamentos cada vez mais eficientes e

a introdução de novas tecnologias, especialmente as relacionadas com a electrónica e a

informática, constitui um verdadeiro desafio.

Com a proibição de importação de CFC’s e com as já anunciadas restrições para a

utilização futura dos HCFC’s, os fluidos refrigerantes alternativos estão a ganhar cada

vez mais espaço no mercado, pelo que se desenvolve a procura de novos agentes

refrigerantes e a utilização de refrigerantes naturais tais como o dióxido de carbono,

hidrocarbonetos e amónia.

Na tabela 2.3 apresentam-se as correspondentes alternativas possíveis aos refrigerantes

tradicionalmente utilizados.

Tab. 2.3: Refrigerantes alternativos

ASHRAE DuPont FORANE Substitui

R 134ª SUVA 134a CFC 12

R 123 SUVA 123 CFC 11

R 124 SUVA 124 CFC 114

R 401 SUVA MP 39 CFC 12

R 401B SUVA MP 66 CFC 12

R 404A SUVA HP 62 R 502

R 402A SUVA HP 80 R502

R 402B SUVA HP 81 R502

R 407C FORANE 407C R 407

R 408A FORANE FX 10 R 502

R 409ª FORANE FX 56 CFC 12

Relativamente à segurança os agentes refrigerantes primários podem dividir-se em:

Grupo I: Alta segurança;

Grupo II: Média segurança;

Grupo III: Baixa segurança.

O grupo I (alta segurança) compreende os agentes refrigerantes que não são

combustíveis e cuja acção tóxica é ligeira ou nula. Exemplos: R11, R12, R13, R13B1,

R14, R21, R22, R23, R113, R114, R114a, R114B2, R115, R124a, R133a, R134a,

R142b, R152a, R216, RC318, R404A, R 407C, R500, R502, R718, R729 e R744.

O grupo II (média segurança) compreende os agentes refrigerantes que, além de

tóxicos, podem ser inflamáveis ou explosivos acima de 3,5 % em volume de mistura de

ar. Exemplos: R30, R40, R160, R611, R717, R764 e R1130.


20


O grupo III (baixa segurança) compreende os agentes refrigerantes que, além de

tóxicos, podem ser inflamáveis ou explosivos mesmo abaixo de 3,5 % em mistura de ar.

É de notar que os agentes refrigerantes pertencentes a este grupo podem não ser tóxicos

ainda que, com qualquer outro fluido, que não o ar, possam, quando em elevadas

concentrações, originar sufocação. Exemplos: R50, R170, R290, R600, R601, R1150 e

R1270.

2.1.4. SELECÇÃO DE AGENTES REFRIGERANTES

A selecção de um fluido para ser utilizado como agente refrigerante é condicionada por

diversos factores cuja importância se pode classificar em três níveis:

Nível 1: Toxicidade, inflamabilidade, estabilidade química e preço;

Nível II: Entalpia de evaporação (efeito frigorífico), massa específica do

vapor e pressões e temperaturas de evaporação e de condensação;

Nível III: Pressão critica, comportamento em contacto com o óleo

lubrificante e com a água.

Relativamente ao nível 1 a selecção de um agente refrigerante obedece, muitas vezes, a

restrições letais, como é o caso da toxicidade e da inflamabilidade.

Relativamente ao nível 2 estão em causa as propriedades termodinâmicas, interessando

ter um refrigerante com elevada entalpia de evaporação e massa específica do vapor e

com pressões de evaporação próximas da pressão atmosférica (problema das fugas).

Quanto ao nível 3, o qual está directamente relacionado com a influência do agente

refrigerante no sistema, interessa que as pressões no evaporador e no condensador sejam

inferiores à pressão crítica, que não existam efeitos quando em contacto com o óleo

lubrificante e seja estável em presença da água.

Numa instalação frigorífica prevista para funcionar com um determinado agente

refrigerante não se deve proceder à sua substituição por outro sem se obter a prévia

concordância dos fabricantes dos equipamentos, nomeadamente no respeitante ao grupo

compressor.

2.2. AGENTES REFRIGERANTES SECUNDÁRIOS

Conforme anteriormente exposto, os agentes refrigerantes secundários são

caracterizados por transferirem apenas calor sensível, ou seja transferem o fluxo de

calor dos ambientes a arrefecer para o agente refrigerante primário, provocando a sua

vaporização.

Os agentes refrigerantes secundários utilizam-se quando se torna necessário arrefecer

substâncias fora do local onde se dá a evaporação, ou seja apenas são utilizados em

instalações frigoríficas de expansão indirecta, onde o agente refrigerante secundário

após ser arrefecido no evaporador é bombado até aos espaços a arrefecer.

Os principais agentes refrigerantes secundários são:


21


Água;

Soluções de sais inorgânicos (salmouras);

Soluções anticongelantes.

Algumas das soluções de sais inorgânicos mais utilizadas são:

Soluções de cloreto de cálcio (H2O + CaCl2);

Soluções de cloreto de sódio (H2O + NaCl);

Soluções de cloreto de magnésio (H2O + MgCl2).

Algumas das soluções anticongelantes mais utilizadas são:

Glicol: Etileno + água (C2H4 + H2O);

Propileno + água (C3H6 + H2O);

Metanol: álcool metílico + água (CH3O + H2O);

Etanol: álcool etílico + água (C2H5O + H2O).

Qualquer solução aquosa de um sal tem uma determinada concentração para a qual o

ponto de congelação é mínimo. Tal solução é denominada mistura eutéctica e a

correspondente temperatura é denominada temperatura eutética. Para qualquer outra

concentração da solução o início da congelação dar-se-á a uma temperatura superior à

temperatura eutéctica.

Na figura 2.4 representa-se o diagrama de fases de uma salmoura, o qual, para diversas

concentrações, mostra as possíveis fases e misturas que podem existir.

Fig. 2.4: Diagrama de fases de uma salmoura

Assim, se uma solução (sal + água), cuja concentração (x), a uma temperatura superior a

0 ºC (32 ºF), seja menor do que a concentração eutéctica (CE), for arrefecida, mantém-

se na fase líquida até se atingir o ponto B, onde se inicia a formação de cristais de água

acompanhada pela libertação do respectivo calor latente.

Continuando a baixar a temperatura atinge-se o ponto C, onde a mistura é formada por

salmoura com concentração C1 e cristais de gelo (C2), na proporção de l1 partes de

salmoura e de l2 partes de cristais de gelo, ou seja:


22


Ao atingir-se o ponto D tem-se uma mistura de m1 partes de solução eutéctica (E) e m2

partes de cristais de gelo (F), à temperatura eutéctica (TE). Arrefecendo a mistura

abaixo do ponto D toda ela solidifica.

Se a concentração inicial for igual à concentração eutéctica, à medida que a temperatura

baixa dá-se a congelação do sal, diminuindo a concentração até que, à temperatura

eutéctica, se obtém a concentração eutéctica. O ponto E é denominado ponto eutéctico e

representa a concentração para a qual se pode alcançar a menor temperatura sem

solidificação da mistura.

As principais características que um agente refrigerante secundário deve possuir são:

Ponto de congelação bastante inferior à temperatura do meio a arrefecer;

Elevado calor específico, para que o caudal em circulação seja mínimo;

Elevado coeficiente de transmissão de calor;

Baixa viscosidade;

Pouco corrosivo mesmo para concentrações elevadas;

Não originar reacções químicas perigosas quando em contacto com o agente

refrigerante primário.

Tanto para as salmouras como para as soluções anticongelantes verifica-se que quanto

maior for a concentração maior é o efeito adverso sobre as perdas de carga e a

transmissão de calor, pelo que uma boa regra prática é a seguinte: para uma determinada

temperatura de funcionamento deve adoptar-se a concentração mínima que evite a sua

congelação.

As salmouras de cloreto de sódio e de cloreto de cálcio utilizam-se até temperaturas da

ordem de –17ºC e de -25ºC, respectivamente.

Sempre que se utilizem salmouras como agente refrigerante secundário um dos

principais parâmetros químicos a controlar é o valor do pH da solução, o qual deve ser

mantido entre 7,5 e 8,5. O controlo do pH é feito pela adição de soda cáustica e a

prevenção da corrosão é feita através da adição de bicromato de sódio.

Na tabela 2.4 apresentam-se as principais características de três dos agentes

refrigerantes secundários mais utilizados em instalações frigoríficas de expansão

indirecta (cloreto de sódio, cloreto de cálcio e etileno).

Tab. 2.4: Características de agentes refrigerantes secundários

Solução aquosa % de soluto Temp. de cong.

Cloreto de sódio

11

20

23

- 7,5

- 16,6

- 21

Cloreto de cálcio

10,5

19,9

29,9

- 6

- 17,4

- 55

Etileno

12,2

35

46,4

- 5

- 21

- 33

Normalmente, adoptam-se os seguintes valores médios: 2 kg de bicromato de sódio e

0,54 kg de soda cáustica por cada metro cúbico de mistura.


23


2.3. ÓLEOS LUBRIFICANTES

Em instalações frigoríficas a qualidade do óleo lubrificante é fundamental para o seu

bom funcionamento.

Os principais requisitos a que um óleo lubrificante para instalações frigoríficas deve

satisfazer são:

A temperaturas elevadas deve conservar as suas propriedades lubrificantes;

A baixas temperaturas deve permanecer suficientemente fluido para assegurar

uma adequada lubrificação;

Deve dar origem a baixos resíduos carbonosos;

Não deve reagir com o agente refrigerante nem com os materiais de qualquer

componente da instalação;

Deve separar-se facilmente do agente refrigerante;

Deve manter-se isento de humidade;

Deve ser quimicamente estável.

As principais características de um óleo lubrificante para instalações frigoríficas são:

Viscosidade adequada;

Pontos de fluidez e de floculação adequadas;

Resistência de película;

Estabilidade química;

Baixo teor de humidade;

Resistência à oxidação.

Nestas condições, os factores mais importantes para a selecção de um óleo lubrificante

para uma determinada instalação frigorífica são:

Tipo de compressor;

Agente refrigerante a utilizar;

Temperaturas de funcionamento.

Dado ser impossível evitar o contacto entre o óleo lubrificante e o agente refrigerante,

este último arrasta parte do óleo lubrificante para o sistema, pelo que se torna necessário

adoptar medidas que permitam o retorno do óleo ao compressor, ou seja impedir a

acumulação de óleo lubrificante ao longo da instalação frigorífica.

Assim, em instalações frigoríficas que utilizam agentes refrigerantes não miscíveis com

os óleos lubrificantes, como é o caso do amoníaco, utiliza-se sempre um separador de

óleo na descarga do compressor bem como drenos em pontos da instalação onde exista a

possibilidade de acumulação de óleo lubrificante.

Em instalações frigoríficas que utilizam agentes refrigerantes total ou parcialmente

miscíveis com os óleos lubrificantes, como é o caso dos hidrocarbonetos halogenados e

das misturas azeotrópicas, desde que não exista a possibilidade de acumulação de óleo

lubrificante ao longo da instalação (adequadas velocidades de escoamento do

refrigerante, evaporadores do tipo seco, etc.) a montagem de um separador de óleo na

descarga do compressor pode ser dispensada.


24


2.4. CONTAMINANTES

Os principais contaminantes de uma instalação frigorífica são:

Humidade;

Outros contaminantes

Nos outros contaminantes estão incluídas:

Partículas metálicas e sujidades;

Matérias orgânicas;

Resíduos de dissolventes;

Agentes antidescongelantes;

Gases não condensáveis.

2.4.1. HUMIDADE

A humidade constitui o principal contaminante de uma instalação frigorífica podendo a

sua presença causar graves inconvenientes no seu funcionamento. Assim, para o

funcionamento satisfatório de uma instalação frigorífica o teor de humidade do agente

refrigerante deve ser mantido abaixo dos limites admissíveis, caso contrário é

indispensável a sua extracção.

A presença de humidade numa instalação frigorífica pode ser consequência de:

Defeituosa secagem do sistema após trabalhos de montagem;

Entradas de ar húmido no sistema;

Oxigenação de certos hidrocarbonetos contidos nos óleos lubrificantes;

Humidade contida no óleo lubrificante;

Humidade contida no agente refrigerante.

Na figura 2.5 apresenta-se um gráfico que mostra a variação da solubilidade dos agentes

refrigerantes R12 e R22 (mg/kg) na água com a temperatura.

Fig. 2.5: Variação da solubilidade de refrigerantes na água

A presença de um excesso de humidade no interior de uma instalação frigorífica pode

originar:

Formação de gelo nas válvulas expansoras, tubos capilares ou evaporadores;

Corrosão dos metais;

Erosão do cobre por galvanoplastia;

Ataque químico a diversos materiais.


25


Com o objectivo de captar e reter a humidade, bem como absorver ácidos e outros

contaminantes, as instalações frigoríficas possuem, em regra, filtros secadores, os quais

são normalmente montados na linha de líquido, antes das válvulas expansoras.

Verifica-se assim que os filtros secadores são o principal dispositivo de eliminação de

contaminantes de uma instalação frigorífica, pelo que constituem um importante

dispositivo necessário ao bom rendimento da instalação.

Os contaminantes normalmente eliminados através do filtro secador são:

Humidades;

Ácidos;

Hidrocarbonetos;

Produtos resultantes da decomposição do óleo lubrificante;

Matérias insolúveis tais como partículas metálicas, óxidos de cobre, etc.

2.4.2. OUTROS CONTAMINANTES

Tal como anteriormente exposto, numa instalação frigorífica além da humidade podem

ainda aparecer outros contaminantes tais como: partículas metálicas e sujidades,

matérias orgânicas, resíduos de dissolventes, agentes anticongelantes e gases não

condensáveis.

As partículas metálicas e sujidades podem aparecer no sistema em resultado de

operações de montagem e/ou acções de manutenção, mas podem igualmente ser

consequência do normal funcionamento da instalação frigorífica. A existência destes

contaminantes pode originar:

Erosões nas paredes dos cilindros e chumaceiras do compressor;

Obstrução do dispositivo de expansão;

Obstrução das válvulas de admissão e de descarga do compressor, reduzindo o

seu rendimento volumétrico;

Obstrução dos orifícios de lubrificação do compressor.

As matérias orgânicas podem resultar da decomposição do óleo lubrificante,

isolamentos, juntas, etc. e, em regra, são parcialmente solúveis na mistura agente

refrigerante/óleo lubrificante, pelo que, ao circularem no interior do sistema, podem

obstruir os orifícios existentes.

Os resíduos de dissolventes são normalmente resultantes de líquidos utilizados na

limpeza de componentes do sistema, os quais podem reagir quimicamente com o óleo

lubrificante.

Os agentes anticongelantes, normalmente álcool metílico, podem adicionar-se ao

sistema para actuarem como solventes de pequenas quantidades de humidade presentes

de modo a evitar-se a formação de gelo nos dispositivos de expansão, comportando-se

como contaminantes.

Os gases não condensáveis podem aparecer numa instalação frigorífica como resultado

de:


26


Vazio imperfeito;

Materiais funcionais que libertam gases previamente absorvidos;

Entradas de ar no sistema (lado da baixa pressão);

Reacções químicas que se dão no interior da instalação frigorífica durante o seu

funcionamento.

Quaisquer gases nocivos ou não desde que não se condensem reduzem o rendimento da

instalação pois originam pressões de condensação e, consequentemente, temperaturas de

descarga do compressor mais elevadas.


27


3. SISTEMA DE COMPRESSÃO DE VAPOR

De acordo com o corolário 1 da 2ª lei da termodinâmica (enunciado de Clausuis), em

sistemas cíclicos, invertendo o sentido dos fluxos de energia, ou seja invertendo o

sentido com que o ciclo é percorrido, é possível transferir calor da fonte fria para a fonte

quente desde que se forneça trabalho ao sistema.

A absorção de calor da fonte fria constitui o único efeito útil do ciclo. Todas as restantes

transformações têm como objectivo proporcionarem que a energia retirada à fonte fria, a

baixa temperatura, possa ser fornecida à fonte quente, a alta temperatura. É assim

possível concluir que o ciclo de refrigeração de Carnot apresentará uma eficiência

superior à de qualquer outro ciclo de refrigeração.

Em termos práticos, no ciclo de refrigeração de Carnot (ciclo inverso ou ciclo de Joule)

a turbina é substituída por um dispositivo de laminagem e a caldeira é substituída por

um outro permutador de calor denominado evaporador, conforme se representa na

figura 3.1.

Fig. 3.1: Ciclo de refrigeração de Carnot

É de notar que pelo facto de a turbina ter sido substituída por um dispositivo de

laminagem, onde não há fornecimento de trabalho ao exterior, a expansão deixa de ser

adiabática e passa a ser efectuada a entalpia constante (isentálpica).

Os dois principais sistemas cíclicos onde os fluxos de energia se invertem são:

Ciclo de bomba térmica ou ciclo frigorífico;

Ciclo de bomba de calor.

3.1. CICLO IDEAL

3.1.1. CICLO FRIGORÍFICO IDEAL (SATURADO SIMPLES)

No ciclo de refrigeração de Carnot produz-se um efeito inverso ao da máquina térmica,

pois transfere-se energia da fonte fria para a fonte quente. Para se realizar um ciclo de

refrigeração é então necessário fornecer ao sistema trabalho exterior.

Conforme anteriormente exposto, os componentes fundamentais de uma instalação

frigorífica são:


28


Compressor;

Condensador;

Dispositivo de laminagem;

Evaporador;

Todos estes componentes estão interligados por condutas no interior das quais circula o

agente refrigerante, o qual passa por várias mudanças de fase recebendo, em cada uma

delas, o nome da respectiva evolução termodinâmica (condensação ou vaporização). Ao

conjunto das evoluções termodinâmicas dá-se o nome de ciclo frigorífico.

Para a análise de um ciclo frigorífico torna-se então necessário considerar cada uma das

transformações não só isoladamente como também relativamente ao ciclo completo,

pois qualquer modificação introduzida numa delas provocará alterações nas restantes.

Assim, considerando a figura 3.1, partindo do ponto 3, onde o refrigerante proveniente

do condensador está no estado líquido, à pressão de condensação (pC), o dispositivo de

laminagem introduz-lhe uma queda de pressão tal, que o fluido ao atravessá-lo fica à

pressão de evaporação (pE).

Esta queda de pressão (pC - pE) é acompanhada da vaporização de parte do líquido (flash

gas) e de uma diminuição da sua temperatura. Obtém-se assim uma mistura de líquido +

vapor que entra no evaporador à pressão de evaporação (pE) correspondente à

temperatura de evaporação (TE). Por acção do calor que é fornecido ao evaporador pelo

fluido que se pretende arrefecer (ar, água ou salmoura), a referida mistura (líquido +

vapor) vaporiza completamente, mantendo-se constante a sua pressão e,

consequentemente, a sua temperatura.

O vapor assim formado é aspirado pelo compressor, através da linha de aspiração, e

comprimido até à pressão de condensação pC, com o consequente aumento de

temperatura. Após a compressão, o vapor é descarregado, através da linha de descarga

do compressor, para o condensador onde se processa a sua passagem de vapor a líquido

(condensação). Esta mudança de fase ocorre também a pressão e temperatura

constantes, sendo o calor retirado através de um fluido arrefecedor (normalmente ar ou

água).

Para que as referidas trocas de calor, no condensador e no evaporador, se verifiquem é

necessário que exista uma determinada diferença de temperaturas entre o fluido

refrigerante e o fluido com o qual este troca calor, ou seja se, por exemplo,

pretendermos ter o ambiente de uma câmara frigorífica a 0 ºC a temperatura de

vaporização do fluido refrigerante terá, necessariamente, que ser inferior a 0 ºC.

Os diversos estados representativos do agente refrigerante em circulação através dos

diversos componentes de uma instalação frigorífica podem ser representados num

diagrama p; h. De acordo com o exposto, as transformações sofridas pelo agente

refrigerante e os respectivos componentes são:

Compressão Compressor

Condensação Condensador

Expansão Dispositivo de laminagem

Evaporação Evaporador


29


Cada uma destas transformações implica que o fluido refrigerante varie as suas

propriedades termodinâmicas. O conjunto destas quatro transformações termodinâmicas

define um ciclo denominado ciclo frigorífico. A variação das condições em que se

processa qualquer uma destas quatro transformações altera profundamente as três

restantes, pelo que a representação gráfica de um ciclo frigorífico permite analisar de

uma forma global e rápida as consequências de uma determinada variação nas

condições de qualquer uma delas.

Diz-se que uma instalação frigorífica funciona em regime húmido quando o fluido

refrigerante na aspiração do compressor é constituído por uma mistura líquido + vapor

(x < 1), permanecendo como tal durante a compressão.

Diz-se que uma instalação frigorífica funciona em regime seco quando o fluido

refrigerante na aspiração do compressor é um vapor saturado (x = 1) ou um vapor

sobreaquecido, permanecendo como tal durante a compressão.

Como é evidente, independentemente de considerações teóricas sobre a eficiência da

instalação, o funcionamento em regime húmido é completamente desaconselhado

devido aos graves problemas que pode provocar no compressor.

Na figura 3.2 representa-se, qualitativamente num diagrama p; h, um ciclo frigorífico

ideal (ciclo saturado simples).

Fig. 3.2: Representação de um ciclo frigorífico ideal num diagrama p; h

De acordo com a figura 3.2 tem-se:

Ponto 1: Representa o estado do fluido refrigerante após ter-se evaporado no

evaporador e na linha de aspiração junto à entrada no compressor. Neste

ponto, o fluido refrigerante é um vapor saturado. As suas pressão e

temperatura são, respectivamente, p1 = pE e T1 = TE.

Ponto 2: Representa o estado do fluido refrigerante após ter sido comprimido. Neste

ponto o fluido é um vapor sobreaquecido. As suas pressão e temperatura

são, respectivamente, p2 = pC e T2 > TC (T2 é a temperatura do vapor

sobreaquecido na descarga do compressor).

Ponto 3: Representa o estado do fluido refrigerante após ter sido condensado (no

condensador). Neste ponto o fluido é um líquido saturado. As suas pressão

e temperatura são, respectivamente, p3 = pC e T3 = TC.

Ponto 4: Representa o estado do fluido refrigerante à entrada do evaporador, após ter

passado no dispositivo de laminagem. Neste ponto o fluido refrigerante é

constituído por uma mistura de líquido + vapor (com muito líquido e

pouco vapor, ou seja com um título muito baixo). Para que este ponto fique


30


bem definido é necessário conhecer-se o valor de outra propriedade do

fluido, por exemplo, a entalpia, a qual é igual à entalpia do ponto 3 (h4 = h3).

As suas pressão e temperatura são, respectivamente, p4 = pE e T4 = TE.

Verifica-se assim que num ciclo ideal ou teórico (ciclo saturado simples) as

transformações termodinâmicas sofridas pelo agente refrigerante são:

Compressão (12): adiabática reversível (s = constante)

Condensação (23): isobárica (pC = constante)

Expansão (34): isentálpica (h = constante)

Evaporação (41): isobárica (pE = constante)

3.1.2. BOMBA DE CALOR

Relativamente à bomba de calor, o seu princípio de funcionamento é igual ao da

máquina frigorífica. A diferença reside nos objectivos pretendidos, assim:

A máquina frigorífica tem como objectivo manter a temperatura de um

determinado meio inferior à temperatura ambiente, absorvendo calor

continuamente desse meio;

A bomba de calor tem como objectivo manter um determinado meio a uma

temperatura superior à temperatura ambiente, fornecendo calor continuamente a

esse meio.

É assim possível concluir que a máquina frigorífica é uma bomba de calor funcionando

no modo arrefecimento, ou seja enquanto numa máquina frigorífica a energia útil é a

energia retirada ao meio a arrefecer, através do evaporador, numa bomba de calor a

energia útil é a fornecida ao meio a aquecer, através do condensador.

A maior parte das bombas de calor possuem uma válvula de comutação reversível que

permite inverter o sentido do caudal de fluido refrigerante, podendo funcionar em dois

ciclos: ciclo de aquecimento como bomba de calor e ciclo de arrefecimento como

máquina frigorífica, onde o evaporador do ciclo de aquecimento passa a condensador no

ciclo de arrefecimento

Na figura 3.3 representa-se uma instalação reversível funcionando segundo um ciclo de

arrefecimento.

Fig. 3.3: Instalação reversível funcionando para arrefecimento


31


Na figura 3.4 representa-se a mesma instalação reversível funcionando segundo um

ciclo de aquecimento.

Fig. 3.4: Instalação reversível funcionando para aquecimento

A máxima utilização de uma bomba de calor é conseguida quando são utilizados,

simultaneamente, os efeitos de arrefecimento e de aquecimento. Em situações em que é

útil este funcionamento de produção combinada de frio e de calor a bomba de calor

constitui um sistema interessantíssimo no que respeita à economia de energia.

3.1.3. PARÂMETROS DE FUNCIONAMENTO

De uma maneira geral, os principais parâmetros de funcionamento de uma instalação

frigorífica obtêm-se efectuando balanços de energia a cada um dos principais

componentes e ao ciclo completo.

Os principais parâmetros que caracterizam o funcionamento de uma instalação

frigorífica são:

Potência frigorífica;

Efeito frigorífico;

Potência de compressão;

Trabalho específico de compressão;

Potência de condensação;

Efeito calorífico;

Eficiência;

Rendimento.

Tendo em atenção a figura 3.2 tem-se:

A potência frigorífica pode obter-se efectuando um balanço de energia ao evaporador.

Assim, a potência frigorífica ou capacidade de refrigeração ( ) define-se como sendo a

potência térmica que é necessário fornecer ao fluido refrigerante, no evaporador, para

que ele vaporize a pressão constante ou seja:

Onde representa a entalpia do agente à saída do evaporador, a entalpia do agente

refrigerante à entrada do evaporador e o caudal mássico de fluido refrigerante através

do evaporador.


32


As unidades normalmente utilizadas para exprimir a potência frigorífica são:

Frigoria por hora (frig/h);

Tonelada de refrigeração (TR);

Quilowatt (kW);

British Thermal Unit por hora (BTU/h);

Quilocaloria por hora (kcal/h).

Estas unidades estão relacionadas entre si da seguinte forma:

1 frig/h = 1 kcal/h

1 kW = 860 kcal/h =860 frig/h

1 TR = 3024 kcal/h = 3,516 kW = 12000 BTU/h

É de notar que o termo tonelada de refrigeração está relacionado com a própria história

da refrigeração, pois uma das primeiras aplicações do frio industrial foi a produção de

gelo, sendo corrente dizer-se que uma instalação frigorífica tinha uma potência de, por

exemplo, 75 TR se produzisse 75 toneladas de gelo em 24 horas.

A potência frigorífica necessária para transformar, durante 1 dia, 1 tonelada de água, à

temperatura de 0 ºC, em gelo, igualmente à temperatura de 0 ºC é dada por:

O efeito frigorífico mássico define-se como sendo a potência frigorífica por

unidade de massa de fluido refrigerante em circulação na instalação, ou seja:

O efeito frigorífico volumétrico define-se como sendo a potência frigorífica por

unidade de volume de fluido refrigerante aspirado pelo compressor, ou seja:

Onde representa o caudal volumétrico de fluido refrigerante na aspiração do

compressor e o volume específico do fluido refrigerante na aspiração do compressor.

A potência de compressão pode obter-se efectuando um balanço de energia ao

compressor. Assim, a potência de compressão define-se como sendo a potência

mecânica que é necessário fornecer ao fluido refrigerante para elevar a sua pressão

desde o valor da pressão na aspiração do compressor até ao valor da pressão de

condensação, ou seja:

Onde representa a entalpia do fluido refrigerante na aspiração do compressor, a

entalpia do fluido refrigerante na descarga do compressor e caudal mássico de fluido

refrigerante através do compressor.


33


O trabalho específico mássico de compressão define-se como sendo a potência

de compressão por unidade de massa de fluido refrigerante em circulação na instalação,

ou seja:

O trabalho específico volumétrico de compressão define-se como sendo a

potência de compressão por unidade de volume de fluido refrigerante aspirado pelo

compressor, ou seja:

A potência de condensação pode obter-se efectuando um balanço de energia ao

condensador. Assim, a potência de condensação define-se como sendo a potência

térmica que é necessário retirar ao fluido refrigerante, no condensador, para que ele

evolua das condições de descarga do compressor (vapor sobreaquecido) para líquido

saturado, ou seja:

Onde representa a entalpia do fluido refrigerante na entrada do condensador, a

entalpia do fluido refrigerante à saída do condensador e o caudal mássico de fluido

refrigerante através do condensador.

O efeito calorífico mássico define-se como sendo a potência de condensação

(potência de aquecimento) por unidade de massa de fluido refrigerante em circulação na

instalação, ou seja:

Define-se eficiência de um ciclo frigorífico (eficiência frigorífica, coeficiente de

performance ou coeficiente de desempenho) como sendo a relação entre a potência

frigorífica e a potência de compressão, ou seja:

Define-se rendimento de um ciclo frigorífico como sendo a relação entre a eficiência

do ciclo frigorífico e a eficiência do ciclo de Carnot equivalente, ou seja:

Tratando-se de um ciclo ideal, onde as trocas de calor no evaporador e no condensador

são isotérmicas e se verificam as temperaturas limites no evaporador e no

condensador , a eficiência do ciclo de Carnot equivalente será dada por:


34


Define-se eficiência de um ciclo de bomba de calor (eficiência calorífica, coeficiente

de performance ou coeficiente de desempenho) como sendo a relação entre a potência

de condensação (potência calorífica) e a potência de compressão, ou seja:

Define-se rendimento de um ciclo de bomba de calor como sendo a relação entre a

eficiência do ciclo de bomba de calor e a eficiência do ciclo de Carnot equivalente, ou

seja:

No caso de funcionamento simultâneo nas modalidades de aquecimento (ciclo de

bomba de calor) e de arrefecimento (ciclo frigorífico) a eficiência global da instalação

será dada por:

Verifica-se assim que para um ciclo teórico as eficiências dos ciclos frigoríficos e de

bomba de calor estão relacionados da seguinte maneira:

Para além da consulta de diagramas e de tabelas existem fórmulas práticas simplificadas

que permitem determinar, analiticamente, alguns dos principais parâmetros de

funcionamento de uma instalação frigorífica (efeito frigorífico, efeito calorífico e

trabalho específico de compressão) em função da temperatura de condensação, da

temperatura de evaporação, do subarrefecimento do líquido à saída do condensador e do

sobreaquecimento do vapor à saída do evaporador.

3.1.4. INFLUÊNCIA DAS TEMPERATURAS DE EVAPORAÇÃO E DE

CONDENSAÇÃO

Considere-se um ciclo de refrigeração funcionando com uma temperatura de

condensação constante. Um aumento da temperatura de evaporação tem as seguintes

consequências:

Aumento do efeito frigorífico;

Diminuição do caudal mássico de fluido refrigerante em circulação no sistema,

para a mesma potência frigorífica;

Diminuição do trabalho específico de compressão;

Diminuição da potência de compressão;

Diminuição da potência de condensação

Aumento da eficiência do ciclo.

Considere-se agora um ciclo de refrigeração funcionando com uma temperatura de

evaporação constante. Um aumento da temperatura de condensação tem as seguintes

consequências:


35


Diminuição do efeito frigorífico;

Aumento do caudal mássico de fluido refrigerante em circulação no sistema,

para a mesma potência frigorífica;

Aumento do trabalho específico de compressão;

Aumento da potência de compressão;

Aumento da potência de condensação;

Diminuição da eficiência do ciclo.

Independentemente do método de análise utilizado é possível concluir que para um ciclo

frigorífico ideal a capacidade e a eficiência de um ciclo de refrigeração melhora ao

aumentar a temperatura de evaporação e/ou ao diminuir a temperatura de

condensação.

As conclusões retiradas para um ciclo frigorífico ideal são, qualitativamente, aplicadas a

um ciclo frigorífico real.

Verifica-se assim que, de acordo com o objectivo pretendido, é de toda a conveniência

que uma instalação frigorífica funcione, dentro de certos limites, com uma temperatura

de evaporação tão elevada quanto possível e uma temperatura de condensação tão baixa

quanto possível. Serão assim necessários equipamentos de menores dimensões e com

potências mais reduzidas, ou seja com uma economia tanto a nível do investimento

inicial como dos custos de funcionamento.

3.2. CICLO PRÁTICO

Na prática os processos de refrigeração por compressão de vapor (ciclo frigorífico real)

diferem substancialmente do ciclo frigorífico ideal, anteriormente referido, pois neste

assumiram-se determinadas condições particulares (teóricas) que não se verificam no

funcionamento de uma instalação frigorífica real.

As principais diferenças entre um ciclo frigorífico real e um ciclo frigorífico ideal são:

Compressão não isentrópica;

Sobreaquecimento do vapor;

Subarrefecimento do líquido;

Perdas de carga.

Seguidamente ir-se-á analisar cada uma destas diferenças isoladamente e com um pouco

mais de pormenor.

3.2.1. COMPRESSÃO NÃO ISENTRÓPICA

O facto de na prática a compressão não ser isentrópica é consequência de:

O compressor não ser adiabático (trocar calor com o exterior);

O arrefecimento do compressor não ser perfeito;

Outras perdas.


36


Na figura 3.5 está representado, qualitativamente, um ciclo de refrigeração com

compressão isentrópica (12’) e compressão não isentrópica (12).

Fig. 3.5: Ciclo de refrigeração com compressão isentrópica e compressão não isentrópica

Analisando a figura 3.5 é possível estabelecer uma importante grandeza denominada

rendimento isentrópico do compressor, o qual se define como sendo a relação entre

as potências de compressão em condições isentrópicas e não isentrópicas, ou seja:

Onde representa a entalpia de fluido refrigerante na descarga do compressor em

condições ideais (isentrópicas), a entalpia do fluido refrigerante na descarga do

compressor em condições não isentrópicas (adiabáticas) e a entalpia do fluido

refrigerante na aspiração do compressor.

As eficiências dos ciclos ideal e com compressão não isentrópicas são, respectivamente,

dadas por:

É assim possível concluir que as principais consequências do facto de a compressão não

ser isentrópica são:

Menor eficiência do ciclo;

Maior quantidade de calor (sensível) a dissipar no condensador;

Maior temperatura de descarga do compressor.

3.2.2. SOBREAQUECIMENTO DO VAPOR

No ciclo ideal assumiu-se que o fluido refrigerante sai do evaporador e chega ao

compressor como um vapor saturado, à pressão de vaporização (ponto de saída do

evaporador coincidente com o ponto de aspiração do compressor), o que na prática não

é verdade.


37


Uma vez que o fluido refrigerante se evapora completamente no evaporador, o vapor

saturado continua a absorver calor sensível no interior do próprio evaporador e na linha

de aspiração do compressor, sobreaquecendo, ou seja o fluido refrigerante ao chegar ao

compressor, embora se mantenha à pressão de evaporação (pressão de saturação), a sua

temperatura é superior à temperatura de evaporação.

Relativamente ao ciclo ideal, para um ciclo com sobreaquecimento conclui-se que:

O trabalho específico de compressão aumenta;

A temperatura de descarga do compressor é mais elevada;

A quantidade de calor sensível a dissipar no condensador, por unidade de massa

de fluido em circulação, é maior;

A massa de fluido refrigerante aspirada pelo compressor é menor, pois o volume

específico do vapor sobreaquecido é superior ao do vapor saturado, o que

origina caudais volumétricos mais elevados;

A temperatura de aspiração do compressor é mais elevada.

Fig. 3.6: Sobreaquecimento do vapor numa instalação frigorífica

Na figura 3.6 representa-se uma instalação frigorífica e respectivo ciclo com

sobreaquecimento (51) num diagrama p; h.

A influência do sobreaquecimento no funcionamento de um ciclo frigorífico é função

de:

Onde se produz o sobreaquecimento;

Se o sobreaquecimento produz ou não arrefecimento útil.

Assim, de acordo com a zona da instalação frigorífica onde pode correr, são possíveis as

duas seguintes formas de sobreaquecimento:

Não produzindo arrefecimento útil;

Produzindo arrefecimento útil.

O sobreaquecimento não produz arrefecimento útil quando ocorre num permutador

líquido-vapor ou na linha de aspiração do compressor, fora do espaço a arrefecer. Neste

último caso, o calor (sensível) recebido pelo vapor é proveniente do ar ambiente pelo


38


que, relativamente a um ciclo ideal, dado que o efeito frigorífico não se altera e o

trabalho específico de compressão aumenta, a eficiência do ciclo diminui.

Verifica-se assim que o sobreaquecimento na linha de aspiração do compressor, fora do

espaço a arrefecer, deve reduzir-se sempre que possível. Para temperaturas de

evaporação relativamente altas (4 ou 5 ºC) este sobreaquecimento é relativamente

pequeno e o seu efeito sobre a eficiência do ciclo pode, normalmente, desprezar-se. Para

temperaturas de evaporação negativas a eficiência do ciclo, já de si baixa, pode vir a ser

significativamente reduzida, pelo que se torna necessário isolar a linha de aspiração do

compressor de forma a manter a eficiência da instalação dentro de valores razoáveis.

Independentemente de considerações sobre a eficiência, mesmo para temperaturas de

evaporação não muito baixas, é igualmente necessário isolar a linha de aspiração do

compressor para evitar condensações, ou mesmo a formação de gelo, pois o escoamento

do vapor a temperaturas inferiores à temperatura ambiente provoca temperaturas de

orvalho do ar, originando a sua condensação ou mesmo a formação de uma camada de

gelo sobre as paredes exteriores do tubo.

No caso do sobreaquecimento que produz arrefecimento útil o calor recebido pelo

vapor é absorvido no interior do espaço a arrefecer, podendo ocorrer na zona final do

evaporador e/ou na linha de aspiração do compressor, no interior do espaço a arrefecer.

Um ciclo em que o sobreaquecimento produza arrefecimento útil, relativamente a um

ciclo em que o sobreaquecimento não produza arrefecimento útil, com as mesmas

temperaturas de condensação e de evaporação, origina, em princípio um aumento da

eficiência, pois:

O efeito frigorífico aumenta;

O caudal mássico de fluido refrigerante em circulação no sistema diminui

Fig. 3.7: Sobreaquecimento no interior e no exterior do espaço a arrefecer

Na figura 3.7 representa-se uma instalação frigorífica e o respectivo ciclo de

funcionamento, onde o sobreaquecimento ocorre tanto no interior do espaço a arrefecer

(56) como fora deste, na linha de aspiração do compressor (61).


39


A fim de assegurar o correcto funcionamento do dispositivo de laminagem todo o fluido

refrigerante deverá ser completamente vaporizado no evaporador, o que implica a

existência de um ligeiro sobreaquecimento.

Não obstante para alguns refrigerantes a eficiência do ciclo aumentar com o

sobreaquecimento no evaporador, este, por ser antieconómico, deve reduzir-se ao

mínimo necessário, pois o coeficiente de transferência de calor dos líquidos é superior

ao dos vapores, ou seja um excesso de sobreaquecimento no evaporador reduz a sua

capacidade, originando a diminuição da temperatura de evaporação, o que,

necessariamente, conduzirá a uma redução da eficiência do ciclo.

Dado que o sobreaquecimento elimina a possibilidade de existência de humidade no

vapor, recomenda-se a adopção de um certo sobreaquecimento na aspiração do

compressor para assim se evitarem sérias avarias mecânicas neste, nomeadamente se for

do tipo alternativo.

3.2.3. SUBARREFECIMENTO DO LÍQUIDO

No ciclo ideal supõe-se que o fluido refrigerante proveniente do condensador chega ao

dispositivo de laminagem sob a forma de líquido saturado (à pressão e temperatura de

condensação), o que na prática nem sempre é verdade pois, em regra, verifica-se sempre

um certo subarrefecimento do líquido.

O subarrefecimento significa que o fluido refrigerante, proveniente do condensador,

chega ao dispositivo de laminagem à pressão de condensação mas a uma temperatura

inferior à respectiva temperatura de condensação (temperatura de saturação).

Na figura 3.8 representa-se uma instalação frigorífica bem como, qualitativamente, o

correspondente ciclo com subarrefecimento do líquido (3’3) num diagrama p; h.

Fig. 3.8: Ciclo frigorífico com subarrefecimento

Relativamente ao correspondente ciclo ideal, para uma mesma potência frigorífica, o

subarrefecimento proporciona um aumento da eficiência do ciclo, pois:

O efeito frigorífico aumenta;

O caudal mássico de fluido refrigerante em circulação no sistema diminui.


40


É de notar que, embora o trabalho específico de compressão não se altere, o facto do

caudal mássico de fluido refrigerante em circulação no sistema diminuir origina uma

diminuição das potências de compressão e de condensação. Estas razões são,

normalmente, suficientes para compensar o custo adicional do subarrefecimento,

particularmente, quando se pretendem obter baixas temperaturas de evaporação.

Conforme anteriormente exposto, o subarrefecimento do líquido tem lugar entre o

condensador (ou o depósito de líquido caso exista) e o dispositivo de laminagem, sendo,

normalmente, conseguido através da instalação de um pequeno permutador de calor

denominado subarrefecedor.

Quando se utilizam condensadores arrefecidos por água o subarrefecedor tanto pode

estar montado em série com o condensador como em paralelo. Na montagem em série,

uma vez que a água de arrefecimento circula no interior do subarrefecedor antes de

entrar no condensador, existem dúvidas quanto à sua utilidade pois pode conduzir a

temperaturas de condensação mais elevadas.

Independentemente do fluido arrefecedor através do condensador, o sistema mais

utilizado para, simultaneamente, subarrefecer o líquido e sobreaquecer o vapor consiste

na montagem de um permutador líquido-vapor, como se verá posteriormente.

3.2.4. PERMUTADOR LÍQUIDO-VAPOR

A utilização de um permutador líquido-vapor constitui um dos processos mais

generalizados para se conseguir o subarrefecimento do fluido refrigerante.

Fig. 3.9: Esquema de princípio de um permutador líquido-vapor

O permutador líquido-vapor permite estabelecer o contacto térmico (escoamento em

contracorrente) entre os vapores a baixa temperatura provenientes do evaporador com o

líquido saturado proveniente do condensador, dando-se o subarrefecimento do líquido e

o sobreaquecimento do vapor, conforme se representa, qualitativamente, na figura 3.9.


41


Relativamente à figura 3.9 tem-se:

= sobreaquecimento do vapor no interior do espaço a arrefecer;

= sobreaquecimento do vapor na linha de aspiração do compressor,

desde o espaço a arrefecer até ao permutador líquido-vapor;

= sobreaquecimento do vapor no interior do permutador líquido-vapor;

= sobreaquecimento do vapor na linha de aspiração compressor, desde o

permutador de líquido-vapor até à aspiração do compressor;

= subarrefecimento do líquido entre a saída do condensador e a entrada

no dispositivo de laminagem.

Verifica-se assim que quanto mais baixa for a temperatura de evaporação e mais alta for

a temperatura de condensação maior é a transferência de calor. Por outro lado, sendo o

calor específico do vapor menor que o calor específico do líquido, o aumento da

temperatura do vapor é superior à diminuição da temperatura do líquido.

Como o calor cedido pelo líquido, ao subarrefecer, é igual ao calor absorvido pelo

vapor, ao sobreaquecer, tem-se:

Embora seja função de cada aplicação concreta, a eficiência de uma instalação

frigorífica com permutador líquido-vapor pode ser maior, igual ou menor do que a

eficiência de um ciclo ideal que funcione dentro das mesmas temperaturas limite. No

caso de existir alguma diferença esta, em regra, nunca é muito apreciável.

Na figura 3.10 representa-se a instalação de um permutador líquido vapor numa

instalação frigorífica.

Fig. 3.10: Instalação de um permutador líquido-vapor numa instalação frigorífica

As vantagens obtidas com o subarrefecimento são praticamente eliminadas pelas

desvantagens do sobreaquecimento provocado no vapor, pelo que a utilização de um

permutador líquido-vapor não se pode justificar com base num aumento da capacidade

frigorífica ou da eficiência da instalação frigorífica.

Assim, o interesse da existência de permutadores líquido-vapor reside no facto do

sobreaquecimento provocado através do subarrefecimento do líquido produzir

arrefecimento útil, pelo que a influência do permutador líquido-vapor na eficiência de

uma instalação frigorífica só se pode avaliar através da comparação com outra

instalação em que o sobreaquecimento não produza arrefecimento útil.


42


3.2.5. PERDAS DE CARGA

Devido ao efeito do atrito, verifica-se que o fluido refrigerante ao escoar-se através dos

vários componentes de uma instalação frigorífica (compressor, condensador,

evaporadores, válvulas, etc.) bem como através das linhas de refrigerante, sofre uma

diminuição de energia, normalmente denominada perda de carga.

Na figura 3.11 representam-se, qualitativamente, a influência das perdas de carga num

ciclo frigorífico real, sem sobreaquecimento nem subarrefecimento, em comparação

com o correspondente ciclo ideal.

Fig. 3.11: Influência das perdas de carga num ciclo frigorífico ideal

Relativamente à figura 3.11 tem-se:

4’ 1’: Perda de carga no evaporador;

1’ 1’’: Perda de carga na linha de aspiração do compressor;

1’’ 1’’’: Perda de carga na conduta e válvulas de aspiração do compressor;

2’’ 2’: Perda de carga na conduta e válvulas de descarga do compressor;

2’ 3: Perda de carga na linha de descarga e no condensador;

3 3’: Perda de carga na linha de líquido e no depósito de líquido.

Como resultado da perda de carga, o vapor sai do evaporador com uma pressão e uma

temperatura de saturação inferiores e com um volume específico mais elevado.

Fig. 3.12: Influência das perdas de carga num ciclo frigorífico real

Na figura 3.12 representam-se, qualitativamente, a influência das perdas de carga num

ciclo frigorífico real, com sobreaquecimento e subarrefecimento, em comparação com o

correspondente ciclo ideal.


43


O efeito frigorífico, bem como o caudal mássico de fluido refrigerante, não são

significativamente alterados, no entanto, devido ao aumento do volume específico, o

caudal volumétrico de fluido refrigerante aspirado pelo compressor, por unidade de

capacidade frigorífica, aumenta. Por outro lado, devido ao facto do vapor sair do

evaporador com uma pressão menor a relação de pressões aumenta, pelo que o trabalho

específico de compressão também aumenta.

Tal como no evaporador, a perda de carga na linha de aspiração origina que o vapor

chegue ao compressor com uma pressão inferior e em condições de expansão tais que

tais que o caudal volumétrico do vapor e o trabalho específico de compressão são mais

elevados.

Como é evidente, de modo a que a eficiência do ciclo seja máxima, tanto no evaporador

como ao longo da linha de aspiração do compressor, a perda de carga deverá ser

mínima. Normalmente, um evaporador e uma linha de aspiração bem dimensionados

apresentam perdas de carga da ordem de 0,1 a 0,2 bar e 1 ºC, respectivamente. O

resultado da perda de carga nas válvulas de aspiração do compressor é análogo ao que

tem lugar na linha de aspiração, bem como a sua influência na eficiência da instalação

frigorífica.

No compressor, de modo a proporcionar a descarga do vapor, através da válvula de

descarga, a pressão do fluido refrigerante tem que ser superior à pressão de

condensação. Toda a perda de carga que ocorre ao longo da linha de descarga do

compressor e no condensador contribui para aumentar a pressão de descarga, originando

um aumento da potência absorvida pelo compressor.

Como o fluido refrigerante à saída do condensador é um líquido saturado, se a sua

pressão diminuir a temperatura também diminui, pelo que, nomeadamente para perdas

de carga na linha de líquido superiores a valores da ordem de 0,35 bar, uma pequena

fracção de líquido transforma-se em vapor, situando-se o início da expansão na zona a

duas fases (líquido + vapor). Apesar da vaporização parcial do líquido saturado e da

diminuição da temperatura, a perda de carga na linha de líquido não tem influência

significativa na eficiência do ciclo. O único efeito negativo reside no facto da

vaporização parcial do líquido se iniciar na linha de líquido antes de se atingir o

dispositivo de laminagem, podendo-o danificar (erosão da agulha do dispositivo de

laminagem).

3.3. SISTEMAS COM VÁRIAS TEMPERATURAS DE EVAPORAÇÃO

A obtenção de diferentes temperaturas de evaporação com uma mesma instalação

frigorífica de compressão simples (um andar de compressão) pode ser conseguida

através dos seguintes sistemas típicos:

Compressores em paralelo;

Um único compressor.

No sistema de compressores em paralelo a cada compressor corresponde um

evaporador, ou um conjunto de evaporadores com a mesma temperatura de evaporação,

ou seja cada compressor aspira de um único evaporador, ou de um conjunto de


44


evaporadores com a mesma pressão de evaporação, e descarregam para um mesmo

colector.

Na figura 3.13 representa-se, qualitativamente, uma instalação frigorífica com dois

compressores em paralelo e duas temperaturas de evaporação, bem como o respectivo

ciclo frigorífico.

Fig. 3.13: Duas temperaturas de evaporação com dois compressores em paralelo

Nestes sistemas, dado que cada evaporador, ou conjunto de evaporadores com a mesma

temperatura de evaporação, está a uma pressão diferente (função da respectiva pressão

de evaporação, os compressores, embora tenham pressões de aspiração diferentes, têm,

no entanto, pressões de descarga iguais mas temperaturas de descarga diferentes.

No sistema de um único compressor, este aspira simultaneamente de dois evaporadores

ou conjunto de evaporadores com temperaturas de evaporação diferentes. Um sistema

deste tipo está representado na figura 3.14.

Fig. 3.14: Duas temperaturas de evaporação com um único compressor

Neste sistema, dado que as pressões de evaporação são diferentes, torna-se necessário a

montagem de uma válvula de redução de pressão ou válvula de pressão constante

(válvula reguladora da pressão de evaporação), a qual assegura a conveniente expansão,


45


desde a pressão do evaporador correspondente à maior temperatura de evaporação, para

o nível de pressão correspondente ao evaporador de menor temperatura de evaporação

(pressão de aspiração do compressor).

Fig. 3.15: Sistema de três temperaturas de evaporação com um único compressor

Na figura 3.15 representa-se, esquematicamente, uma instalação frigorífica para

refrigeração comercial onde, através de um único compressor, se pretendem obter três

temperaturas de evaporação diferentes.

É de notar que a utilização de uma referida válvula de pressão constante contribui,

grandemente, para o sobreaquecimento que se verifica nos vapores provenientes do

evaporador de maior pressão de evaporação e, consequentemente, de maior temperatura

de evaporação (ponto 8 da figura 3.14).

Por motivos económicos, só é aconselhável a utilização de instalações frigoríficas com

um único andar de compressão e várias temperaturas de evaporação quando as potências

dos evaporadores correspondentes às temperaturas de evaporação mais elevadas for

baixa, quando comparadas com a potência frigorífica da instalação.

Este tipo de sistemas é bastante utilizado em instalações frigoríficas de mantimentos em

navios e em vitrinas de supermercados.


46


3.4. LINHAS DE FLUIDO REFRIGERANTE

Numa instalação frigorífica as linhas de fluido refrigerante devem ser projectadas para

desempenharem as seguintes funções:

Assegurar uma correcta alimentação de líquido refrigerante aos evaporadores;

Permitir o escoamento do fluido refrigerante sem perdas de carga excessivas;

Evitar a acumulação de óleo de lubrificação nas zonas baixas;

Evitar que o óleo de lubrificação que sai do compressor fique retido na

instalação frigorífica;

Evitar a entrada de líquido no compressor, tanto quando em funcionamento

como quando parado;

Permitir que os circuitos se mantenham limpos e isentos de humidade.

Por vezes, a aplicação destes princípios complica-se devido à existência de dispositivos

de controlo da capacidade que originam regimes de escoamento variáveis e perturbam a

alimentação de líquido refrigerante aos evaporadores.

Relativamente ao seu traçado, as linhas de refrigerante devem estar:

Dispostas de forma que não prejudiquem outras instalações nem dificultem o

acesso a outros órgãos ou dispositivos tais como os de medida e de controlo;

Protegidas contra choques, nomeadamente em condutas de pequeno diâmetro e

isoladas;

Nos locais de passagem frequente, as condutas devem ser protegidas por

dispositivos adequados ou colocadas a uma altura de 2,5 m;

Visíveis, não devendo ser colocadas no interior de alvenarias em betão.

As variações de temperatura provocam a contracção ou dilatação das tubagens. Assim,

estas devem ser suficientemente maleáveis para que possam absorver essas variações de

comprimento, sem tensões anormais, tanto nos suportes como nos aparelhos. Se o

amortecimento destas deformações não for previsto corre-se o risco de fugas, tanto

através de soldaduras como de juntas.

Relativamente ao isolamento, as linhas de aspiração dos compressores são, quase

sempre, isoladas enquanto as linhas de descarga normalmente não o são, a não ser que

exista o risco de queimaduras. As linhas de líquido só são isoladas se passarem por

locais com temperaturas superiores à temperatura de condensação.

Pensando apenas no custo, há interesse em utilizar tubagens de diâmetro tão pequeno

quanto possível, no entanto tubagens de diâmetros demasiadamente pequenos provocam

perdas de carga elevadas.

Uma perda de carga demasiadamente elevada na linha de descarga do compressor

provoca um aumento da potência absorvida e uma ligeira diminuição da potência

frigorífica. Na linha de aspiração do compressor temos o mesmo efeito, mas a redução

da potência frigorífica é mais sensível. Uma perda de carga exagerada na linha de

líquido pode provocar uma vaporização parcial deste e, como tal, provocar problemas

no funcionamento do dispositivo de laminagem.


47


Para o correcto dimensionamento de tubagens há ainda que tomar em consideração que

a velocidade do refrigerante não deve ser demasiadamente baixa para permitir o retorno

de óleo de lubrificação ao compressor.

De uma forma feral, a velocidade do fluido refrigerante nas linhas de descarga dos

compressores deve situar-se entre 9 e 10 m/s e nunca deve ser inferior a 4,5 m/s. Nas

linhas horizontais de aspiração dos compressores a velocidade mínima deve ser 4 m/s e

nas linhas verticais de 8,5 a 15 m/s.

3.4.1. LINHAS DE LÍQUIDO

Nas linhas de líquido devem ser respeitadas as seguintes condições:

As tubagens, válvulas e restantes acessórios devem ser dimensionados de modo

a que a perda de carga seja aceitável (≤ 0,35 bar);

O líquido refrigerante não deve vaporizar.

A vaporização parcial do líquido refrigerante nas tubagens pode acontecer pelos

seguintes motivos:

Elevação da temperatura;

Diminuição da pressão.

As consequências da vaporização parcial do líquido refrigerante são:

A vaporização aumenta a velocidade de escoamento e, consequentemente, a

perda de carga, a qual, por sua vez, ainda acentua mais a referida vaporização;

Reduz a capacidade dos órgãos de expansão e, por consequência, tende a

subalimentar os evaporadores;

Perturba a alimentação dos evaporadores, deixando estes de funcionar em

regime estável.

No caso do fluido refrigerante ser distribuído por níveis acima da casa dos compressores

a pressão disponível antes de cada órgão de expansão é a resultante da pressão de

condensação menos as perdas de carga e da altura estática da coluna de líquido (este

último aspecto é muito importante).

3.4.2. LINHAS DE ASPIRAÇÃO DOS COMPRESSORES

Nas linhas de aspiração dos compressores é necessário:

Limitar a perda de carga a um valor aceitável (0,035 a 0,210 bar);

Permitir o retorno de óleo de lubrificação dos evaporadores, mesmo em

condições de capacidade mínima;

Evitar o arrastamento de líquido refrigerante para os compressores que estejam

parados;

Evitar o arrastamento de óleo de lubrificação para os evaporadores fora de

serviço.

É praticamente impossível evitar completamente que algum óleo de lubrificação seja

arrastado do compressor para o condensador, onde se dissolve na fase líquida do fluido


48


refrigerante. Este óleo de lubrificação chega ao evaporador onde se dá uma verdadeira

destilação, separando-se o óleo de lubrificação do fluido refrigerante. O óleo de

lubrificação só regressará ao compressor por gravidade ou por arrastamento através das

linhas de aspiração do compressor. Dado que, por diversas razões, podem existir troços

verticais, é necessário que se verifiquem condições que permitam o arrastamento de

óleo de lubrificação.

3.4.3. LINHAS DE DESCARGA DOS COMPRESSORES

Os cálculos e concepção das linhas de descarga são idênticos aos das linhas de aspiração

dos compressores, no entanto constituem geralmente um uma zona menos crítica porque

intervêm menos directamente na produção frigorífica e, habitualmente, mais curtas.

Para a concepção de linhas de descarga do compressor deve ter-se em atenção que:

As suas dimensões devem limitar a perda de carga a um valor aceitável (≤ 0,15

bar);

Deve ser assegurada a circulação de óleo lubrificante, mesmo em condições de

capacidade mínima;

Não se devem produzir condensações e o líquido refrigerante, formado no

condensador, não deve poder inverter o sentido de escoamento;

As linhas de descarga de vários compressores a funcionar em paralelo devem ser

concebidas e montadas correctamente;

Não se devem produzir vibrações anormais.

Às linhas verticais de descarga do compressores podem-se aplicar as mesmas

considerações que às linhas de aspiração, de modo a permitirem o escoamento do óleo

de lubrificação sempre na direcção do condensador, dentro dos limites de perda de carga

aceitáveis.

3.5. SISTEMAS DE COMPRESSÃO MÚLTIPLA

3.5.1. GENERALIDADES

Quando numa instalação frigorífica a diferença entre as temperaturas de condensação e

de evaporação é elevada, a relação de pressões pode atingir valores tais que

originem uma acentuada redução da sua eficiência. Torna-se então aconselhável a

utilização de dois ou mais andares de compressão (compressão fraccionada), com

arrefecimento do vapor entre andares. Este arrefecimento intermédio contribui para uma

diminuição da potência de compressão e, consequentemente, para um aumento da

eficiência da instalação.

A redução da eficiência de um ciclo frigorífico devido ao aumento da relação de

pressões é consequência de:

Diminuição do rendimento volumétrico do compressor;

Aumento da temperatura de descarga do compressor;

Diminuição do efeito frigorífico.


49


É de notar que o aumento da temperatura de descarga do compressor pode ainda ser

responsável por:

Carbonização do óleo de lubrificação;

Corrosão das válvulas;

Perigo de explosão

Um sistema de compressão múltipla é um sistema de refrigeração, por compressão

mecânica de vapores, que possui dois ou mais níveis de baixa pressão. Entende-se por

baixa pressão a pressão existente entre o dispositivo de expansão e a aspiração do

compressor. Um exemplo de sistemas de compressão são os navios completamente

frigoríficos, os matadouros, etc.

Considere-se, por exemplo, um processo de compressão de vapor num diagrama p-v,


Fig. 3.16: Processo de compressão de vapor num diagrama p-v

Admitindo que o processo é reversível e sendo a compressão efectuada em dois andares

(transformação 12 e 45), com arrefecimento intermédio (transformação 24), a redução

de energia conseguida, relativamente à compressão num único andar (transformação 13)

é representada pela área 2453.

A mesma conclusão seria possível retirar utilizando um diagrama p-h, conforme se

representa na figura 3.17.

Fig. 3.17: Processo de compressão de vapor num diagrama p-h

Como facilmente se constata a linha 23 (compressão sem arrefecimento intermédio) tem

um comprimento maior do que a linha 45 (compressão com arrefecimento intermédio),

ou seja para as mesmas pressões limites o aumento de entalpia segundo a

trajectória 45 é menor do que segundo a trajectória 23 e, por conseguinte, a energia

despendida na compressão com arrefecimento intermédio é menor.


50


Outra forma de demonstrar, qualitativamente, que a energia a fornecer ao compressor

aumenta à medida que um vapor vai estando cada vez mais sobreaquecido consiste em

analisar a expressão da energia despendida na compressão politrópica de um gás

perfeito:

Entre as pressões consideradas, a energia despendida na compressão é proporcional ao

volume específico do fluido na aspiração do compressor. Como o volume específico do

fluido no ponto 2 é superior ao do ponto 4, resulta que a energia despendida na

compressão segundo a trajectória 23 é maior do que a energia segundo a trajectória 45.

Num ciclo frigorífico o referido arrefecimento intermédio do vapor, entre a descarga do

compressor de baixa pressão e a aspiração do compressor de alta, é normalmente obtida

através de injecção do próprio refrigerante.

Assim, quando se pretendem temperaturas de evaporação que impliquem relações de

pressão da ordem de 7 para o amoníaco ou da ordem de 10 para os hidrocarbonetos

halogenados, a compressão deve ser fraccionada (compressão múltipla).

Tomando como referência uma temperatura ambiente de 27 ºC, o número de andares de

compressão, normalmente adoptado, em função das temperaturas de evaporação é:

Comparativamente com os sistemas de compressão simples (1 andar de compressão),

nos sistemas de compressão múltipla o número de equipamentos auxiliares é mais

elevado, pois, por exemplo, é necessário garantir que:

O óleo de lubrificação, arrastado pelo fluido refrigerante, proveniente de um

compressor regresse a esse mesmo compressor e não a outro;

A junção das condutas, devido a ligeiras variações de pressão, o fluido

refrigerante não se escoe em sentido oposto àquele que tinha sido projectado.

Os sistemas de compressão múltipla de vapor são normalmente utilizados até

temperaturas de evaporação da ordem de – 100 ºC, até um máximo de três andares de

compressão.

À medida que a temperatura de evaporação vai baixando surgem dificuldades adicionais

pois:

Aumenta a relação de pressões;

Aumenta o caudal volumétrico de fluido refrigerante em circulação na

instalação;

Maior tendência para o óleo de lubrificação ficar retido nos evaporadores;

Menores rendimentos dos evaporadores devido ao facto das válvulas expansoras

termostáticas proporcionarem maiores sobreaquecimentos.


51


3.5.2. SISTEMAS DE COMPRESSÃO DUPLA

Os sistemas de compressão dupla são caracterizados por:

A compressão do fluido refrigerante efectua-se em dois andares (baixa pressão e

alta pressão);

Existirem três níveis de pressão (baixa, média e alta).

O andar de baixa pressão aspira os vapores provenientes do ou dos evaporadores e

descarrega-os à pressão intermédia. O andar de alta pressão aspira os vapores à pressão

intermédia e encaminha-os para o condensador (alta pressão).

Os sistemas de compressão dupla podem ter os seguintes objectivos:

Melhorar a eficiência do ciclo a baixas temperaturas;

Produzir frio a duas temperaturas.

Os sistemas de dupla compressão podem classificar-se de acordo com os seguintes

critérios:

Forma como se realiza a compressão;

Tipo de expansão;

Tipo de arrefecimento intermédio.

Quanto à forma como se realiza a compressão, os sistemas de compressão dupla podem

classificar-se em:

De dois compressores diferentes;

De um único compressor.

Quando se utilizam dois compressores diferentes cada um dos andares de compressão é

obtido num compressor diferente. Quando se utiliza um único compressor (sistema

compound) os dois andares de compressão podem obter-se da seguinte forma:

Vários cilindros idênticos (por exemplo: 4 de baixa e 2 de alta);

Cilindros de diâmetros diferentes;

Êmbolos diferenciais.

Quanto ao tipo de expansão, os sistemas de compressão dupla podem classificar-se em:

Sistemas de expansão única;

Sistemas de expansão fraccionada.

O sistema de expansão única é caracterizado por apenas possuir uma única válvula de

expansão principal, ou seja o aproveitamento do frio é feito apenas à temperatura mais

baixa. Neste caso, a compressão dupla tem, apenas, como objectivo melhorar a

eficiência do ciclo a baixas temperaturas, sendo a pressão intermédia calculada de forma

a obterem-se idênticas variações de entalpia em cada um dos andares de compressão o

que, de forma aproximada, corresponde à média geométrica entre as pressões de

condensação e de evaporação, ou seja:

Alternativamente, alguns autores, baseados em valores experimentais, com o objectivo

de reduzir a temperatura de descarga do compressor do circuito de calta pressão,


52


aconselham a determinar a temperatura intermédia através da média geométrica entre as

temperaturas de condensação e de evaporação, ou seja:

É de notar que esta forma de selecção da pressão ou da temperatura intermédia só é

possível quando os dois andares de compressão se realizam em compressores

independentes.

O sistema de expansão fraccionada é caracterizado por:

Proporcionar o subarrefecimento do fluido refrigerante, por mistura;

O número de dispositivos de expansão principal ser igual ao número de andares

de compressão, ou seja, para além da baixa pressão. O frio pode ser igualmente

aproveitado ao nível da pressão intermédia (temperatura intermédia).

O arrefecimento intermédio (arrefecimento dos vapores provenientes do compressor de

baixa antes de serem aspirados pelo compressor de alta) é normalmente conseguido por

injecção de vapor ou de líquido proveniente do condensador.

Assim, quanto ao tipo de arrefecimento intermédio, os sistemas de compressão dupla

podem classificar-se em:

Injecção parcial;

Injecção total.

No caso da injecção parcial, para além do arrefecimento intermédio do vapor, são

possíveis as seguintes situações:

Sem arrefecimento intermédio de líquido refrigerante;

Com arrefecimento intermédio de líquido refrigerante.

A injecção parcial sem arrefecimento intermédio de líquido é caracterizada por, apenas,

se arrefecer o vapor antes de ser aspirado pelo compressor de alta pressão, não se

subarrefecendo o líquido refrigerante proveniente do condensador.

A injecção parcial com arrefecimento intermédio de líquido é caracterizada por, para

além de se arrefecer o vapor antes de ser aspirado pelo compressor de alta pressão, se

arrefecer o líquido refrigerante proveniente do condensador.

O arrefecimento do vapor e o subarrefecimento do líquido é normalmente conseguido

num reservatório (arrefecedor) intermédio, o qual, estando à pressão intermédia, é

alimentado com a quantidade de refrigerante necessária através de uma expansão

auxiliar desde a pressão de condensação até à pressão intermédia. Este reservatório

intermédio, que funciona como tanque de flash (intercoooler) possui uma serpentina

situada no percurso do líquido, entre o condensador e o dispositivo de expansão

principal, que proporciona o contacto térmico necessário ao referido subarrrefecimento.

O arrefecimento intermédio por injecção total é caracterizado por permitir arrefecer o

vapor, antes de ser aspirado pelo compressor de alta pressão, bem como arrefecer o

líquido antes do dispositivo de expansão (efeito análogo ao do subarrefecimento),



53


Fig. 3.18: Arrefecimento intermédio por injecção total

O arrefecimento do vapor e do líquido é conseguido através de um reservatório

(arrefecedor) intermédio, que funciona como um tanque de flash, no qual é injectado

todo o refrigerante proveniente do condensador, depois de se expandir desde a pressão

de condensação até à pressão intermédia, conforme se representa na figura 3.19.

Fig. 3.19: Arrefecimento intermédio do vapor e do líquido por injecção parcial

O tanque de flash é um reservatório instalado depois de um dispositivo de expansão

(principal ou auxiliar) que permite separar o fluido refrigerante nas fases de líquido e de

vapor. Consegue-se assim melhorar a eficiência de um ciclo, pois diminui-se o trabalho

de compressão e aumenta-se a quantidade de calor extraída à fonte fria (evaporador).

Por razões económicas, só se justifica a utilização destes reservatórios quando se

pretendem elevadas potências frigoríficas.

É assim possível concluir que a injecção parcial (com ou sem arrefecimento intermédio

de líquido refrigerante) é característica dos sistemas de expansão única, enquanto a

injecção total é característica de sistemas de expansão fraccionada.

Na figura 3.20 representa-se o esquema de princípio de uma instalação frigorífica de

compressão dupla caracterizada por:

Produção de frio a uma temperatura;

Expansão única;

Arrefecimento intermédio do vapor por injecção parcial de líquido entre a

descarga do compressor de baixa pressão e a aspiração do compressor de alta

pressão.


54


Fig. 3.20: Esquema de princípio de uma instalação frigorífica de compressão dupla




Expansão única;

Arrefecimento intermédio do líquido e do vapor por injecção parcial de líquido

num permutador de calor intermédio.





Expansão única;

Arrefecimento intermédio de vapor por injecção parcial de líquido num

arrefecedor intermédio sem serpentina (tanque de flash).



55





Expansão única;

Arrefecimento intermédio do líquido e do vapor por injecção parcial de líquido

num arrefecedor intermédio com serpentina (tanque de flash).


É de notar que as instalações frigoríficas representadas nas figuras 3.20 e 3.21 são mais

adequadas para o amoníaco como agente refrigerante do que para os hidrocarbonetos

halogenados, pois as temperaturas de descarga dos compressores de alta pressão são

menores e é difícil efectuar o retorno de óleo de lubrificação do arrefecedor intermédio.




Expansão fraccionada;

Arrefecimento intermédio do líquido por injecção total de líquido num

arrefecedor intermédio sem serpentina e de vapor por injecção parcial de vapor

entre a descarga do compressor de baixa pressão e a aspiração do compressor de

alta pressão.






Arrefecimento intermédio de líquido e de vapor por injecção total de líquido

num arrefecedor intermédio sem serpentina.


56





Produção de frio a duas temperaturas;


Arrefecimento intermédio de vapor por injecção parcial de vapor entre a

descarga do compressor de baixa pressão e a aspiração do compressor de alta

pressão.




Produção de frio a duas temperaturas;


Arrefecimento intermédio de líquido e de vapor por injecção total de líquido

num arrefecedor intermédio sem serpentina.



57


3.5.3. SISTEMAS BINÁRIOS OU EM CASCATA

Quando numa instalação frigorífica a diferença entre as temperaturas de condensação e

de evaporação atinge valores elevados, o que normalmente acontece para temperaturas

de evaporação inferiores a – 60 ºC, verifica-se que:

A pressão de condensação aproxima-se do valor crítico o que, em regra, dá

origem a ciclos frigoríficos com eficiências demasiadamente baixas;

A pressão de evaporação é tão baixa que origina graves problemas de vedação

difíceis de colmatar.

Nestes casos adopta-se a divisão do sistema em dois ou mais ciclos de compressão,

simples ou dupla, com agentes refrigerantes diferentes, apenas ligados termicamente,

onde a condensação do fluido secundário é conseguida à custa da evaporação do fluido

primário, ou seja os circuitos de alta e de baixa pressão são independentes e,

normalmente, utilizam agentes refrigerantes diferentes.

A selecção de agentes refrigerantes para sistemas em cascata deve ser feita,

fundamentalmente, em função dos seus valores críticos (pressão e temperatura).

Assim, um primeiro agente refrigerante, com temperatura crítica relativamente elevada

(por exemplo R22), funciona de modo a proporcionar diferenças de temperaturas entre o

meio ambiente e uma temperatura intermédia que servirá de fonte quente ao ciclo de

refrigeração de um segundo agente refrigerante. Este segundo agente refrigerante (por

exemplo R13) deverá possuir pressões de evaporação, a baixas temperaturas,

relativamente elevadas.

Embora se verifique que cada um dos ciclos de compressão, que constituem o sistema

em cascata, possui uma eficiência superior à do correspondente ciclo de compressão

múltipla, pode acontecer que, devido à existência do permutador de calor (onde o fluido

secundário se condensa à custa da vaporização do fluido primário), a eficiência global

do ciclo em cascata seja inferior à do referido ciclo de compressão múltipla.

Na figura 3.28 representa-se o esquema de princípio de uma instalação frigorífica

funcionando segundo um ciclo em cascata.

Fig. 3.28: Esquema de princípio de uma instalação frigorífica em cascata

Relativamente à figura 3.26 A representa o compressor de alta pressão, B o compressor

de baixa pressão, C o condensador, D1 o dispositivo de expansão do ciclo de baixa


58


pressão, D2 o dispositivo de expansão do ciclo de alta pressão, E o evaporador e PC um

permutador de calor (condensador do ciclo de baixa pressão e evaporador do ciclo de

alta pressão).

O compressor do circuito de baixa pressão aspira os vapores formados nos respectivos

evaporadores e descarrega-os no permutador de calor que desempenha as funções de

condensador do circuito de baixa pressão à custa da vaporização do agente refrigerante

do circuito de alta pressão. O fluido proveniente do condensador, após passar no

respectivo dispositivo de laminagem, volta aos evaporadores.

O compressor do circuito de alta pressão aspira os vapores formados no permutador de

calor e descarrega-os no condensador. O fluido refrigerante, proveniente do

condensador, após passar no respectivo dispositivo de laminagem, volta novamente ao

permutador de calor onde se processa a sua vaporização à custa da condensação do

fluido refrigerante do circuito de baixa pressão.

É de notar que a temperatura de condensação correspondente à pressão de descarga do

compressor de baixa pressão tem que ser superior em 5 a 10 ºC à temperatura de

evaporação correspondente à pressão de aspiração do compressor do circuito de alta

pressão. O resultado desta diferença de temperaturas traduz-se, necessariamente, num

maior consumo de energia.

As unidades utilizadas nos sistemas em cascata devem estar suficientemente

equilibradas de forma que o sistema de alta temperatura (circuito de alta pressão) possa

extrair todo o calor gerado pelo sistema de baixa temperatura (circuito de baixa

pressão), mantendo a temperatura intermédia dentro de valores convenientes, pois:

Durante a diminuição de temperaturas o circuito de alta pressão é, normalmente,

insuficiente para dissipar todo o calor gerado pelo circuito de baixa pressão;

Quando se verifica a estabilização da temperatura de evaporação no circuito de

baixa pressão a capacidade frigorífica do circuito de alta pressão pode tornar-se

exagerada.

3.6. APLICAÇÃO AO TRANSPORTE MARÍTIMO DE GASES LIQUEFEITOS

3.6.1. GENERALIDADES

Para além das instalações frigoríficas de mantimentos e dos navios frigoríficos, uma das

mais importantes aplicações da refrigeração industrial é o transporte marítimo de gases

liquefeitos.

O transporte marítimo de gases liquefeitos iniciou-se cerca de 1920 com o butano e o

propano transportados em reservatórios pressurizados à temperatura ambiente. O

posterior desenvolvimento das técnicas de refrigeração e da obtenção de materiais

metálicos apropriados para suportarem baixas temperaturas, permitiram que gases

comercialmente importantes passassem a ser transportados a temperaturas inferiores à

temperatura ambiente.


59


Assim, cerca de 1950 iniciou-se o transporte marítimo de gases parcialmente

refrigerados e a meio da década de 1960 entraram ao serviço os primeiros navios LPG,

transportando cargas completamente refrigeradas, à pressão atmosférica.

A principal razão para que um gás seja transportado na fase líquida reside no facto de,

depois de liquefeito, ocupar um volume muito menor, ou seja um navio pode transportar

muito mais carga se esta for liquefeita.

Como se sabe, um gás pode ser liquefeito através dos seguintes processos:

Aumento de pressão

Diminuição de temperatura;

Aumento de pressão e diminuição de temperatura.

O aumento de pressão combinado com a diminuição de temperatura constitui o processo

de liquefacção mais utilizado no transporte marítimo de gases liquefeitos.

As misturas gasosas transportadas por via marítima na fase líquida podem dividir-se em

dois grandes grupos, normalmente, conhecidos por:

Gases liquefeitos derivados do petróleo - LPG;

Gases naturais – LPG.

Embora o termo gás liquefeito encerre uma certa contradição, pois confunde-se as fases

líquida e gasosa, a sua utilização é facilmente compreensível. Desta forma designam-se

todos os hidrocarbonetos que, sob condições atmosféricas normais, se encontram na

fase gasosa, podendo ser liquefeitos por simples compressão, sem necessidade de

refrigeração.

Os gases liquefeitos são obtidos, principalmente, por separação dos correspondentes

componentes contidos nos petróleos brutos e nos gases naturais, tanto por

desgaseificação e destilação sob pressão ou condensação, como por separação,

cracking, reforming ou hidratação das misturas parciais derivadas destas operações.

Nos países de língua inglesa adoptou-se para estes gases derivados do petróleo a

designação abreviada de Liquefied Petroleum Gas (LPG). De uma forma restrita, por

LPG entende-se uma mistura liquefeita de propano e de butano comerciais.

O propano comercial é uma mistura de propano e de etano contaminada com butano e

outros hidrocarbonetos mais pesados. Tal como o propano, também o butano comercial

além de conter uma pequena percentagem de propano está contaminado com

hidrocarbonetos mais pesados.

Na prática, o termo LPG é muitas vezes utilizado de uma forma mais alargada

designando todos os gases derivados do petróleo que são normalmente transportados na

fase líquida por via marítima, incluindo, portanto, para além do propano e do butano

outros gases tais como o etano, o propileno, o butadieno, o butileno, o etileno e o

cloreto de vinilo, tratando-se, de uma maneira geral, de gases comerciais, ou seja de

misturas de hidrocarbonetos cujas propriedades termodinâmicas podem diferir

sensivelmente das dos correspondentes gases puros, o que irá, necessariamente, afectar

as condições do seu armazenamento e transporte.


60


É de notar que embora o amoníaco não pertença à categoria dos hidrocarbonetos, do

ponto de vista do transporte marítimo é, normalmente, incluído na família dos LPG’s.

Um outro grupo de misturas gasosas transportadas em navios é conhecido pela

designação de Liquefied Natural Gas (LNG). Tal como o nome indica, trata-se de gases

naturais resultantes de fontes ou obtidos como subprodutos no tratamento do petróleo

bruto, os quais consistem, normalmente, de uma mistura contendo 80 a 90 % de metano,

com azoto, hidrogénio, hélio e outros gases, consoante a sua origem.

Embora o gás natural tenha uma temperatura de – 165 ºC à pressão atmosférica, não

pertence à categoria dos gases liquefeitos, pois a temperatura crítica do seu principal

componente, o metano, é de cerca de – 82 ºC, o que torna impossível a sua liquefacção

por simples compressão.

Dado que a maior parte dos gases comercialmente importantes, quando na fase líquida,

têm uma densidade muito menor do que a da água (cerca de metade), os navios tanque

para transporte de gases liquefeitos, relativamente aos navios tanque petroleiros,

apresentam algumas diferenças: Assim, para os navios tanque LPG’s tem-se:

Os tanques de carga podem localizar-se mais acima da linha de água;

A capacidade dos tanques é avaliada em termos de volume;

Para o mesmo deslocamento, o volume dos tanques é maior;

É necessário ter uma maior atenção à influência dos espelhos líquidos na

estabilidade.

3.6.2. SISTEMAS DE TRANSPORTE

Os dois sistemas básicos de transporte marítimo de gases (LPG’s) são:

Alta pressão;

Baixa pressão (completamente refrigerados).

O sistema de alta pressão pode, por sua vez, dividir-se em:

Sistema completamente pressurizado;

Sistema semipressurizado (semirefrigerado).

O sistema completamente pressurizado é característico de pequenos navios tanque,

com uma capacidade de carga inferior a 1000 m3. Os tanques destes navios deverão ser

projectados para suportarem pressões internas correspondentes a temperaturas da ordem

de 45 ºC.

Como é evidente, as pressões atingidas no interior destes tanques de carga (até 20 bar)

impõem grandes espessuras de parede, pelo que, para capacidades de carga superiores a

1000 m3, a relação entre o peso em vazio e a carga propriamente dita torna-se tão

desfavorável que a adopção de uma instalação de refrigeração para

liquefacção/reliquefação dos produtos a transportar adquire um interesse económico

decisivo, pois permite pressões de transporte incomparavelmente menores.

Apesar dos tanques de carga serem termicamente isolados, a diferença entre a

temperatura ambiente e a temperatura dos produtos a transportar origina sempre fluxos


61


de calor através da estrutura que são compensados através do sistema de reliquefação, o

qual também pode servir para a refrigeração da carga, caso esta seja embarcada a

temperaturas superiores à temperatura de transporte.

Os navios tanque LPG’s com capacidades de carga entre 1000 e 5000 m3 possuem,

normalmente, um sistema de transporte do tipo semipressurizado (semirefrigerado),

onde as pressões de transporte são escolhidas de modo a que as correspondentes

temperaturas não impliquem o emprego de materiais resistentes a baixas temperaturas.

Os valores de pressão adoptados são tais que permitam manter a a temperatura dos

produtos a transportar no intervalo de – 10 a + 10 ºC, a que, normalmente,

correspondem pressões compreendidas entre 3 e 7 bar.

Os navios tanque LPG’s com capacidades de carga acima de 5000 m3 possuem,

normalmente, um sistema de transporte do tipo baixa pressão (completamente

refrigerado), a que correspondem pressões de transporte da ordem da pressão

atmosférica, o que permite adoptar tanques com espessuras de parede substancialmente

reduzidas.

Relativamente aos sistemas anteriores, este sistema de transporte, além da economia de

peso que que proporciona permite ainda utilizar tanques com geometrias não esféricas o

que, necessariamente, se traduz num melhor aproveitamento do espaço disponível do

navio. Apresenta, no entanto, a desvantagem da necessidade de utilização de aços

resistentes a baixas temperaturas, bem como um cuidadoso isolamento térmico dos

tanques de carga e das linhas de líquido.

No caso de, para efeito de descarga, ser necessário reaquecer os produtos a referida

instalação de refrigeração/liquefacção/reliquefação pode ser utilizada como bomba de

calor.

3.6.3. REFRIGERAÇÃO/LIQUEFAÇÃO/RELIQUEFAÇÃO

No transporte marítimo de gases existem dois tipos básicos de navios refrigerados:

Navios semirefrigerados;

Navios completamente refrigerados.

A primeira geração de navios semirefrigerados (semipressurizados) entrou em

actividade cerca de 1960. Os tanques de carga foram projectados para pressões

correspondentes a temperaturas de transporte dos produtos da ordem de + 10 ºC. A

capacidade da instalação de refrigeração desta geração de navios era, por vezes,

suficiente para transportar butano completamente refrigerado à pressão atmosférica

(cerca de – 5 ºC). Por volta de 1970 os tanques de carga dos navios semirefrigerados já

eram projectados para pressões internas da ordem de 5 bar, bem como para suportarem

baixas temperaturas.

Actualmente, os tanques de carga dos navios semirefrigerados são projectados para

pressões internas da ordem de 3 a 7 bar, podendo possuir uma instalação de refrigeração

adicional, a qual, quando necessário, permite converter estes navios em navios do tipo

completamente refrigerado. Normalmente a instalação de refrigeração adicional,

anteriormente referida, é formada por um ciclo utilizando R22 como agente refrigerante.


62


Os navios completamente refrigerados possuem tanques de carga projectados para

pressões internas da ordem de 0,25 bar, sendo os produtos transportados à temperatura

de saturação correspondente à pressão atmosférica. Assim, como valores de projecto

adoptam-se, normalmente, os seguintes:

Navios tanque LPG’s: temperaturas de transporte da ordem de – 51 ºC;

Navios tanque de etileno: temperaturas de transporte da ordem de – 105 ºC;

Navios tanque LNG: temperaturas de transporte da ordem de – 165 ºC.

Nos navios tanque LNG’s, devido às elevadas potências que seria necessário instalar e à

boa qualidade do isolamento adoptado para os tanques de carga, pode ser mais

económico não adoptar qualquer sistema de refrigeração/liquefacção/reliquefação,

sendo os vapores formados no interior dos tanques de carga utilizados como

combustível na instalação propulsora do navio.

Os sistemas de refrigeração/liquefacção/reliquefação utilizados em navios tanque LPG’s

podem classificar-se em:

Sistema directo;

Sistema indirecto.

O sistema de liquefacção directo é caracterizado pelo facto da própria carga ser

utilizada como agente refrigerante, ou seja os vapores formados no interior dos tanques

de carga (vapores de boil-off) são aspirados pelo compressor, cujo valor da pressão de

descarga permite a sua posterior condensação.

Dentro do sistema de liquefacção directo podem considerar-se os seguintes tipos:

Sistemas de 1 andar de compressão;

Sistemas de 2 andares de compressão;

Sistemas em cascata.

Na figura 3.29 representa-se o esquema de princípio de um sistema de liquefacção

caracterizado por

Sistema directo;

Um andar de compressão.

Fig. 3.29: Esquema de princípio de um sistema de liquefacção directo

Neste sistema (figura 3.27), os vapores provenientes dos tanques de carga são aspirados,

através de um separador de líquido, pelo compressor, sendo descarregados ao nível da

pressão de condensação (alta pressão). O líquido proveniente do condensador passa no


63


dispositivo de expansão (dispositivo de laminagem), onde é expandido desde a pressão

de condensação até à pressão de transporte do produto, sendo então injectado no interior

dos tanques de carga, através da linha de condensados.

Na figura 3.30 representa-se um sistema de liquefacção directo com 1 andar de

compressão.

Fig. 3.30: Sistema de liquefacção directo


caracterizado por:

Sistema de liquefacção directo;

Dois andares de compressão;

Expansão única;

Arrefecimento intermédio de líquido e de vapor por injecção parcial de líquido.



através de um separador de líquido, pelo compressor de baixa pressão (B), sendo

descarregados, ao nível da pressão intermédia, para o arrefecedor intermédio (AI) onde

são dessobreaquecidos e aspirados pelo compressor de alta pressão (A) que os

descarrega no condensador (C), à pressão de condensação.

O líquido refrigerante proveniente do condensador divide-se em dois circuitos, o

circuito principal e o circuito auxiliar.

O líquido refrigerante que se escoa através do circuito principal passa através de uma

serpentina colada no interior do arrefecedor intermédio, onde subarrefece, passa através

do dispositivo de expansão principal (E), onde se expande, desde a pressão de

condensação até à pressão no interior dos tanques de carga, sendo então injectado no

interior dos tanques de carga, através da linha de condensados.


64


O líquido que se escoa através do circuito secundário, após uma expansão auxiliar (D),

desde a pressão de condensação até à pressão intermédia, é injectado no interior do

arrefecedor intermédio.

É de notar que pelo circuito secundário deverá passar apenas a quantidade de fluido

refrigerante necessário para, por evaporação, provocar o arrefecimento dos vapores

provenientes do compressor de baixa, subarrefecer o líquido que passa através da

respectiva serpentina e manter o nível de líquido refrigerante constante no arrefecedor

intermédio (manutenção da pressão intermédia constante).

Na figura 3.32 representa-se um sistema de liquefacção directo com 2 andares de

compressão.

Fig. 3.32: Sistema de liquefacção directo


caracterizado por:


Dois andares de compressão;


Arrefecimento intermédio de líquido e de vapor por injecção total de líquido.



através de um separador de líquido, pelo compressor de baixa pressão (B), sendo

descarregados, ao nível da pressão intermédia, para o arrefecedor intermédio (AI), onde


65


são dessobreaquecidos e aspirados pelo compressor de alta pressão (A) que os

descarrega no condensador (C), à pressão de condensação.

O líquido proveniente do condensador, após sofrer uma primeira expansão (D), desde a

pressão de condensação até à pressão intermédia, entra no arrefecedor intermédio onde

uma parte se vaporiza, por absorção do calor contido nos vapores sobreaquecidos

provenientes do compressor de baixa pressão. No entanto, a maior parte do fluido

refrigerante que chega ao arrefecedor intermédio deixa este na fase líquida (líquido

saturado à pressão intermédia) sofrendo uma segunda expansão (E), desde a pressão

intermédia até à pressão no interior dos tanques, sendo então injectado no interior dos

tanques de carga, através da linha de condensados.


caracterizado por:


Sistema em cascata.

Fig. 3.34: Esquema de princípio de um sistema de liquefacção directo em cascata

Conforme anteriormente exposto, um sistema em cascata é composto por dois circuitos:

Circuito de baixa pressão;

Circuito de alta pressão.

O circuito de baixa pressão é composto por: tanques de carga, separador de líquido

(SL), compressor de baixa pressão (B), permutador de calor (PC/condensador) e

dispositivo de laminagem (E). O circuito de alta pressão é composto por: permutador de

calor (PC/evaporador), compressor de alta pressão (A), condensador (C) e dispositivo

de laminagem (D).

O compressor do circuito de baixa pressão aspira os vapores formados no interior dos

tanques de carga, através do separador de líquido, e descarrega-os no permutador de

calor, que desempenha as funções de condensador do circuito de baixa pressão à custa

da vaporização do agente refrigerante do circuito de alta pressão.

O fluido refrigerante proveniente do condensador, após passar no respectivo dispositivo

de laminagem, é então injectado no interior dos tanques de carga, através da linha de

condensados.

O compressor do circuito de alta pressão aspira os vapores formados no permutador de

calor (evaporador do circuito de alta pressão) e descarrega-os no condensador, à pressão


66


de condensação. O fluido refrigerante proveniente do condensador, após passar no

respectivo dispositivo de laminagem, volta novamente ao permutador de calor , onde se

dá a sua vaporização à custa da condensação do fluido que constituído pelo produto a

transportar.

Na figura 3.35 representa-se um sistema de liquefacção directo em cascata.

Fig. 3.35: Sistema de liquefacção directo em cascata

É de notar que a temperatura de condensação correspondente à pressão de condensação

do circuito de baixa pressão é sempre superior em 5 a 10 ºC à temperatura de

evaporação correspondente à pressão de evaporação do circuito de alta pressão.

O sistema de liquefacção indirecto caracteriza-se por o produto a transportar, na fase

líquida, não ter funções de agente refrigerante, ou seja a liquefacção é obtida por

diminuição da temperatura (arrefecimento) dos produtos a transportar.

Este arrefecimento dos produtos a transportar é conseguido por intermédio de

permutadores de calor do tipo fechado, os quais tanto se podem situar no interior como

no exterior dos tanques de carga. Neste último caso, a circulação do líquido através dos

referidos permutadores de calor é efectuado com o auxílio de bombas de circulação.

Na figura 3.36 representa-se um exemplo de sistema de liquefacção indirecto.

Fig. 3.36: Sistema de liquefacção indirecto

Verifica-se assim, que o sistema de liquefacção indirecto é completamente independente

do produto a transportar.


67


4. COMPRESSORES

4.1. CLASSIFICAÇÃO

Conforme anteriormente exposto, o compressor é o órgão responsável por retirar

(aspirar) os vapores de refrigerante que se formam no evaporador (baixa pressão) e

enviá-los para o condensador, aumentando a sua pressão de modo a que possam ser

condensados através de fluidos arrefecedores, normalmente ar ou água.

Assim, o compressor é responsável por criar uma diminuição de pressão no evaporador

de modo a que a correspondente temperatura de saturação do refrigerante seja inferior à

temperatura do meio a arrefecer e cria no condensador uma pressão tal que a

correspondente temperatura de saturação seja superior à do respectivo fluido

arrefecedor, ou seja o compressor é o coração de um sistema de produção de frio por

compressão mecânica de vapores.

Atendendo às suas características construtivas e de funcionamento, os compressores

frigoríficos podem classificar-se de acordo com os seguintes critérios:

Princípio de funcionamento;

Posicionamento do motor de accionamento.

Quanto ao princípio de funcionamento os compressores podem classificar-se em:

Volumétricos ou de deslocamento positivo;

Dinâmicos.

Os compressores volumétricos caracterizam-se por o aumento de pressão ser

conseguido à custa de uma diminuição de volume, podendo dividir-se em:

Alternativos;

Rotativos.

Os compressores alternativos possuem um ou vários êmbolos que se deslocam, com

movimento alternativo, no interior de um determinado volume (cilindro ou camisa).

Os compressores rotativos possuem uma massa excêntrica (rotor) que se desloca, com

movimento de rotação, no interior de um corpo cilíndrico.

Os compressores dinâmicos caracterizam-se por a energia ser transmitida ao fluido

refrigerante sob a forma de energia cinética (por acção de um rotor dotado de pás) e

esta, por sua vez, é parcialmente transformada em energia de pressão por acção do

difusor (conversão de pressão dinâmica em pressão estática). Consegue-se assim um

aumento da pressão do fluido à saída do compressor.

Quanto ao posicionamento do motor de accionamento, ou seja quanto ao tipo de

ligação entre o compressor e o respectivo motor de accionamento, os compressores

frigoríficos podem classificar-se em:

Abertos;

Semi-herméticos, semi-abertos ou herméticos acessíveis;

Herméticos.


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Nos compressores abertos o motor de accionamento está situado no exterior do

compressor, ou seja o acoplamento entre o compressor e o respectivo motor de

accionamento é feito no exterior do compressor.

Nos compressores semi-herméticos o veio do motor de accionamento é o

prolongamento do veio de manivelas do compressor, formando as duas máquinas um

único bloco. Nestes compressores, embora seja possível o acesso do exterior, este,

relativamente aos compressores abertos é mais reduzido.

Nos compressores herméticos tanto o compressor como o respectivo motor de

accionamento estão encerrados numa carcaça soldada, ou seja perde-se completamente

a acessibilidade do exterior.

Os principais tipos de compressores utilizados em instalações frigoríficas são

Compressores alternativos (volumétricos);

Compressores de parafusos (volumétricos rotativos);

Compressores centrífugos (dinâmicos);

Compressores de palhetas rotativas (volumétricos rotativos).

Na figura 4.1 representa-se, graficamente, o campo de aplicação dos principais tipos de

compressores frigoríficos.

Fig. 4.1: Campo de aplicação dos principais tipos de compressores frigoríficos

Quanto à capacidade da instalação frigorífica esta pode ser dividida em:

Instalações de pequena capacidade (potências frigoríficas inferiores a 2,5 TR);

Instalações de média capacidade (potências frigoríficas compreendidas entre 2,5

e 75 TR);

Instalações de grande capacidade (potências frigoríficas superiores a 75 TR).


69


4.2. COMPRESSORES ALTERNATIVOS

Os compressores alternativos ainda são os mais utilizados em instalações frigoríficas,

estando disponíveis para potências frigoríficas de 1 a 700 kW, com velocidades até

cerca de 4000 rpm. São compostos, basicamente, por um êmbolo que se desloca, com

movimento alternativo, no interior de um cilindro (camisa), o qual no seu passeio

descendente aspira o fluido refrigerante (vapor) e comprime-o no se passeio ascendente.

Na figura 4.2 representa-se a vista em corte de um compressor frigorífico alternativo

Fig. 4.2: Compressor frigorífico alternativo

O funcionamento dos compressores alternativos é comparável ao dos motores

alternativos de combustão interna, com a diferença que, neste caso, as válvulas de

aspiração e de descarga abrem automaticamente, ou seja quando a pressão no interior do

cilindro é superior à pressão é superior à pressão das respectivas molas de fixação.

Os compressores alternativos podem classificar-se de acordo com os seguintes critérios:

Número de andares de compressão;

Disposição dos cilindros;

Número de faces úteis do êmbolo;

Capacidade.

Quanto ao número de andares de compressão tem-se:

Compressores com um único andar (compressão simples);

Compressores com mais de um andar (compressão múltipla).

Quanto à disposição dos cilindros tem-se:

Cilindros em linha;

Cilindros em V;

Cilindros em W;

Cilindros radiais.


70


Quanto ao número de faces úteis do êmbolo tem-se:

Êmbolos de simples efeito;

Êmbolos de duplo efeito.

Quanto à capacidade tem-se:

Grande capacidade (superior a 25 CV);

Média capacidade (entre 5 e 25 CV);

Pequena capacidade (inferior a 5 CV).

É possível representar, graficamente, num diagrama p; v o ciclo de funcionamento de

um compressor alternativo. De acordo com as aproximações adoptadas é possível

obterem-se as seguintes formas de representação:

Ciclo ideal;

Ciclo prático;

Ciclo real.

Na figura 4.3 representa-se o ciclo ideal de funcionamento de um compressor

alternativo.

Fig. 4.3: Ciclo ideal de um compressor alternativo

No ponto 1 o êmbolo está no ponto morto inferior (PMI) e o cilindro está cheio de vapor

refrigerante à pressão de aspiração p1. À medida que o êmbolo se vai deslocando para o

ponto morto superior (PMS) dá-se uma redução de volume e, consequentemente, um

aumento de pressão.

Quando o êmbolo atinge o ponto 2 (ponto morto superior), devido à pressão no interior

do cilindro, abrem-se as válvulas de descarga do compressor, saindo todo o refrigerante,

até que o volume no interior do cilindro se reduz a zero.

Inicia-se então o passeio descendente, a transformação no interior do cilindro do ponto 3

para o ponto 4 é instantânea, dando-se a abertura das válvulas de aspiração, a qual

permite a entrada de vapor refrigerante até que o êmbolo atinja o ponto 1 (ponto morto

inferior).

Na figura 4.4 representa-se, esquematicamente, o funcionamento das válvulas de um

compressor alternativo.


71


Fig. 4.4: Funcionamento das válvulas de um compressor alternativo

O ciclo prático difere do ciclo ideal devido, fundamentalmente, à existência do espaço

morto. Entre o ponto morto superior (PMS) e a cabeça do cilindro, onde estão montadas

as válvulas, existe uma certa distância (volume). Este volume, normalmente designado

de espaço morto, é absolutamente necessário para evitar que o êmbolo encoste na

cabeça do cilindro.

O espaço morto, que normalmente representa 4 a 5 % do volume correspondente ao

curso do êmbolo (cilindrada), origina que uma certa quantidade de vapor não seja

descarregada, permanecendo no interior do cilindro, não permitindo que, durante a

aspiração, este seja completamente cheio com vapor proveniente do evaporador. Assim,

quanto maior for o espaço morto menor será o rendimento volumétrico do compressor.

Na figura 4.5 representa-se o ciclo prático de funcionamento de um compressor

alternativo.

Fig. 4.5: Ciclo prático de um compressor alternativo

Em virtude da necessidade da existência do espaço morto, para o correcto

funcionamento das válvulas, o vapor que o ocupava, à pressão de condensação, irá

ocupar uma parte do volume do cilindro quando este atingir a pressão de evaporação.

Quanto maior for a fracção de espaço morto tanto maior será o volume ocupado pelo

vapor. Idêntica situação ocorre com a relação de pressões. Desta forma, o volume de

vapor que pode ser admitido diminui, pelo que a capacidade de aspiração do compressor

e, consequentemente, o caudal de fluido refrigerante reduzem-se.

Define-se fracção de espaço morto (c) como sendo a relação entre o volume do espaço

morto (V3) e a cilindrada do compressor (V1-V3), ou seja:


72


O ciclo real pode ser traçado com a ajuda de um aparelho indicador e difere do ciclo

prático devido a:

Efeitos de parede (trocas de calor com as paredes do cilindro: Q1, Q2, Q3 e Q4);

Fugas através dos aros dos êmbolos e das válvulas;

Quedas de pressão nas válvulas

Na figura 4.6 representa-se o ciclo real de funcionamento de um compressor alternativo.

Fig. 4.6: Ciclo real de um compressor alternativo

4.3. COMPRESSORES DE PARAFUSO

Os compressores frigoríficos de parafuso são particularmente indicados para instalações

de grande dimensão (potências frigoríficas entre 30 kW e 3 MW), podendo ser

utilizados com os fluidos refrigerantes mais comuns.

Nos compressores frigoríficos de parafuso não possuem válvulas de aspiração ou de

descarga. A compressão do vapor é conseguida à custa do movimento de rotação de

duas engrenagens helicoidais (parafusos), uma macho e a outra fêmea (figura 4.7), as

quais, girando sobre os respectivos eixos, comprimem o vapor que ocupa o volume

existente entre elas e o carter.

Fig. 4.7: Engrenagens helicoidais macho e fêmea

O vapor é comprimido porque o volume limitado pelas engrenagens helicoidais e o

carter, devido à interpenetração das duas engrenagens (parafusos), vai sendo

progressivamente reduzido ao percorrer o interior do compressor, entre o canal de

aspiração e o canal de descarga, conforme se representa na figura 4.8.


73


Fig. 4.8: Funcionamento das engrenagens helicoidais

O movimento de rotação pode ser transmitido simultaneamente aos dois veios ou

apenas a um deles, normalmente o rotor macho. Devido ao movimento de rotação dos

parafusos, o vapor é aspirado por uma das extremidades e deslocado, de forma contínua

até à outra extremidade, onde se processa a descarga do compressor, à pressão

conveniente. Este tipo de funcionamento obriga a uma grande resistência mecânica do

bloco.

Na figura 4.9 representa-se, esquematicamente, um compressor frigorífico de parafuso

do tipo aberto.

Fig. 4.9: Compressor frigorífico de parafuso

A lubrificação destes compressores exige que grande quantidade de óleo de lubrificação

seja injectado na câmara de compressão, pelo que se torna indispensável a utilização de

um eficiente sistema de separação de óleo, constituído normalmente por separador,

arrefecedor e depósito.

Nos compressores de parafuso a relação de pressões depende, fundamentalmente, da

geometria do compressor. A taxa de compressão (relação entre o volume admitido e o

volume descarregado) e a relação de pressões estão relacionadas através do coeficiente

politrópico de compressão. Desta forma a relação de pressões no compressor pode ser

superior à relação entre as pressões de condensação e de evaporação, existindo uma

expansão do vapor à saída do compressor, originando uma perda parcial da energia

fornecida ao fluido refrigerante durante a compressão.


74


4.4. COMPRESSORES DE CENTRÍFUGOS

Os compressores centrífugos foram introduzidos em instalações frigoríficas por Willis

Carrier cerca de 1920 e consistem, fundamentalmente, em um ou vários rotores,

montados num veio, e em estator contendo um ou mais difusores. Cada rotor

corresponderá a um andar de compressão.

A energia é fornecida ao fluido sob a forma de energia cinética (velocidade transmitida

ao fluido pelas pás do rotor), a qual é transformada parcialmente em energia de pressão

no difusor. Assim, o vapor é aspirado axialmente e descarregado radialmente, conforme

se representa na figura 4.10.

Fig. 4.10: Compressor centrífugo

Face ao diferente princípio de funcionamento, o estudo dos compressores centrífugos é

distinto do estudo dos compressores volumétricos. Nestes compressores as perdas,

normalmente expressas em percentagem da energia cinética referida à velocidade de

entrada, são devidas ao escorregamento, atritos no rotor, atritos no difusor e perdas de

carga localizadas devido a mudanças de direcção do escoamento do fluido.

Este tipo de compressores é particularmente indicado para instalações frigoríficas de

grande dimensão, onde sejam necessárias potências frigoríficas compreendidas entre 60

kW e 35 MW.

4.5 COMPRESSORES DE PALHETAS ROTATIVAS

Nos compressores de palhetas o rotor gira em torno do seu eixo, o qual não coincide

com o eixo do cilindro. O rotor possui duas ou mais palhetas, as quais, pela acção da

força centrífuga, permanecem em contacto com a superfície interior do cilindro.

Fig. 4.11: Esquema de um compressor de palhetas


75


Na figura 4.11 representa-se o esquema de princípio de um compressor de palhetas.

Devido ao movimento de rotação, comparativamente aos compressores alternativos, os

compressores de palhetas apresentam um ruído menor.

Segundo a ASHRAE, para uma temperatura ambiente de de 35 ºC, uma temperatura de

evaporação de 1,7 ºC, uma temperatura de condensação de 54,4 ºC e um

subarrefecimento de 8,3 ºC, um ciclo frigorífico com compressor de palhetas apresenta

uma eficiência de cerca de 2,7.

4.6 RENDIMENTOS

Em compressores frigoríficos consideram-se normalmente os seguintes rendimentos:

Rendimento isentrópico;

Rendimento politrópico;

Rendimento mecânico;

Rendimento volumétrico.

4.6.1. RENDIMENTO ISENTRÓPICO

Define-se rendimento isentrópico de um compressor ( ) como sendo a relação

entre a potência de compressão isentrópica ( ) e a potência de compressão real (

),

para as mesmas condições de admissão ou seja:

Tem-se assim que o rendimento isentrópico de um compressor representa, para as

mesmas condições de admissão, a relação entre a diferença de entalpias do fluido se este

fosse comprimido em condições isentrópicas e a diferença real de entalpias

do fluido, entre as pressões de descarga e de admissão do compressor.

Verifica-se assim, que o rendimento isentrópico de um compressor pode ser igual, ou

mesmo superior, a 100 % sem que isso signifique que a compressão se efectue de forma

altamente eficiente, basta que o compressor seja arrefecido, por exemplo, com água.

Para o traçado do ciclo frigorífico é extremamente vantajoso o conhecimento do

rendimento isentrópico do compressor, no entanto, em termos realistas não basta saber

como é descrito o ciclo ideal ou a evolução sofrida pelo fluido refrigerante, é necessário

saber se a remoção de calor que se pretende durante a compressão é possível e qual a

energia que é necessário utilizar para esse fim.

O rendimento isentrópico apresenta a limitação de comparar um mesmo tipo de variação

da entalpia para duas formas distintas de compressão.

Na figura 4.12 apresenta-se a variação do rendimento isentrópico de um compressor de

parafusos com a relação de pressões, para várias relações de volume.


76


Fig. 4.12: Variação do rendimento isentrópico de um compressor de parafusos com a relação de pressões

No caso de compressores centrífugos, o rendimento isentrópico varia, normalmente,

entre 0,62 e 0,83, sendo os valores mais elevados característicos de compressores de

grande capacidade funcionando com refrigerantes de densidades elevadas.

4.6.2. RENDIMENTO POLITRÓPICO

Define-se rendimento politrópico de um compressor como sendo a relação

entre a potência de compressão e a potência total (mecânica + térmica) necessária à

compressão do fluido ou seja:

Tem-se assim que este rendimento permite relacionar as quantidades de energia

mecânica e de energia térmica postas em jogo durante a compressão do fluido

refrigerante. Relativamente ao rendimento isentrópico, tem a vantagem de comparar

duas quantidades para uma mesma compressão em vez de comparar um mesmo tipo de

variação para duas formas de compressão diferentes.

No caso de compressores centrífugos o rendimento politrópico varia, normalmente,

entre 0,70 e 0,84, sendo os valores mais elevados característicos de compressores de

grande capacidade funcionando com refrigerantes de densidades elevadas.

O rendimento politrópico de um compressor depende, fundamentalmente, do fluido

refrigerante utilizado, do aquecimento do compressor, da forma de arrefecimento

adoptada, da relação de pressões e do dimensionamento das válvulas.


77


4.6.3. RENDIMENTO MECÂNICO

O rendimento mecânico tem em atenção as perdas por atrito. Durante a compressão,

estas perdas mecânicas são mais elevadas nos compressores alternativos e mais

reduzidas nos compressores centrífugos.

Nos compressores centrífugos as perdas mecânicas representam cerca de 3 % da energia

fornecida ao fluido refrigerante durante a compressão, podendo, no entanto, ser

inferiores a 1 % ou superiores a 10 %.

Nos compressores alternativos, para condições óptimas de funcionamento, o rendimento

mecânico situa-se, normalmente, entre 80 e 90 %, no entanto, se a relação de pressões

for demasiadamente baixa, este valor pode descer para cerca de 40 %.

4.6.4. RENDIMENTO VOLUMÉTRICO

Define-se rendimento volumétrico de um compressor alternativo como sendo a

relação entre o volume efectivamente aspirado pelo compressor e a cilindrada

, ou seja (figura 4.5).

Verifica-se assim que o rendimento volumétrico representa a relação entre o caudal de

fluido refrigerante admitido e o caudal varrido pelo compressor. Para uma compressão

politrópica, considerando o fluido refrigerante como um gás perfeito e desprezando os

efeitos de parede e de fugas tem-se:

Onde c representa a fracção de espaço morto, a pressão de descarga do compressor e

a pressão de aspiração do compressor. O valor do rendimento volumétrico deve ser,

tanto quanto possível, próximo de 1. Dado que para o correcto funcionamento do

compressor deve existir sempre uma diferença mínima de pressões, o rendimento

volumétrico toma, normalmente, valores compreendidos entre 0,6 e 0,9.

Em termos práticos, o rendimento volumétrico de um compressor alternativo varia,

fundamentalmente, com as seguintes grandezas:

Espaço morto;

Pressões de funcionamento;

Perdas de fluido refrigerante (fugas) por deficiente funcionamento das válvulas

ou dos aros do êmbolo;

Sobreaquecimento do vapor aspirado pelo compressor quando em contacto com

as paredes do cilindro;

Existência de óleo de lubrificação nas paredes da camisa e na superfície do

êmbolo, o que reduz o volume de vapor aspirado;

Evaporação do vapor dissolvido no óleo lubrificante quando em contacto com as

paredes do cilindro.


78


O efeito das fugas através dos aros do êmbolo e das válvulas é, normalmente, reduzido.

O rendimento volumétrico de um compressor alternativo depende da sua velocidade,

pois para baixas velocidades os efeitos de parede e de fugas através dos aros são

importantes, enquanto para elevadas velocidades estes efeitos reduzem-se, tornando-se

relevantes as fugas através das válvulas.

É assim possível concluir que, para uma determinada relação de pressões, o rendimento

volumétrico apresenta um máximo correspondente a uma determinada relação de

pressões. Se a relação de pressões for elevada o rendimento volumétrico diminui

bastante, pelo que é indicado adoptar a dupla compressão ou utilizar outro tipo de

compressor que não apresente estes problemas, como são os compressores de parafuso,

os quais não possuem válvulas nem espaço morto.

Desta forma, a perda de rendimento é apenas devido a fugas interiores, pelo que o

rendimento volumétrico tem uma variação linear com a relação de pressões,

apresentando, normalmente, valores da ordem de 0,8 para relações de pressão da ordem

de 9.

Devido a todos estes factores não é possível estabelecer uma expressão matemática para

o rendimento volumétrico. Assim, os fabricantes de compressores fornecem as curvas

de variação do rendimento volumétrico médio em função da relação de pressões,

medidas, experimentalmente, em banco de ensaios. É de notar que a relação de pressões

de um compressor é dada pela relação entre as pressões absolutas de descarga e de

aspiração.

Na figura 4.13 representa-se a curva de variação do rendimento volumétrico com a

relação de pressões, de um compressor alternativo aberto funcionando com R22.

Fig. 4.13: Variação do rendimento volumétrico com a relação de pressões

Na figura 4.14 representa-se a curva de variação do rendimento volumétrico com a

temperatura de evaporação para um compressor alternativo ideal, funcionando com R22

e para uma temperatura de condensação de 35 ºC.


79


Fig. 4.14: Variação do rendimento volumétrico com a temperatura de evaporação

De acordo com este último gráfico, verifica-se que o rendimento volumétrico é nulo

para temperaturas de evaporação da ordem de -61 ºC

Estes gráficos fornecidos pelos construtores têm em atenção todos os factores que

influenciam o rendimento volumétrico do compressor, tais como: quedas de pressão nas

válvulas, trocas de calor entre o vapor aspirado e as camisas do cilindro, perdas por

atrito, potência absorvida pela bomba de óleo lubrificante, etc.

Na figura 4.15 representa-se a variação do rendimento volumétrico com a temperatura

de condensação, para um compressor alternativo ideal a funcionar com R22 e com uma

temperatura de evaporação de -20 ºC.

Fig. 4.15: Variação do rendimento volumétrico com a temperatura de condensação

Na prática, uma vez que para uma relação de pressões unitária se verifica que o

rendimento volumétrico é cerca de 0,93, conhecendo o rendimento volumétrico de um

compressor para a relação de pressões de funcionamento normal (dada pelo construtor),

o rendimento volumétrico correspondente a uma outra relação de pressões pode ser

calculado, com razoável aproximação, considerando-o como umas função linear desta.


80


4.7 CURVAS DE FUNCIONAMENTO

As condições de funcionamento de um compressor são função das suas características e

das relações de pressão que podem ser obtidas com um rendimento aceitável.

De uma forma geral, num compressor alternativo a relação de pressões não é superior a

10, sendo normais valores da ordem de 6 ou inferiores; num compressor de parafuso a

relação de pressões pode ser superior a 20; num compressor centrífugo a relação de

pressões é da ordem de 4 e num compressor de palhetas rotativas é, normalmente,

inferior a 4.

O caudal volumétrico teórico aspirado (varrido) por um compressor alternativo é dado

por:

Onde i representa o número de cilindros, l o curso do êmbolo (distância entre o PMS e o

PMI), d o diâmetro dos cilindros e N a velocidade de rotação.

Assim, o caudal volumétrico real de fluido refrigerante aspirado por um compressor

frigorífico, com um determinado rendimento volumétrico, é dado por:

A capacidade frigorífica de um compressor (capacidade de refrigeração) é uma

característica fornecida pelo fabricante e representa a potência frigorífica calculada para

uma instalação considerando as evoluções no condensador e no evaporador ideais. O

subarrefecimento no condensador e o sobreaquecimento no evaporador são pré-

definidos e indicados na elaboração das curvas ou tabelas representativas do

funcionamento do compressor.

Conforme exposto, a potência frigorífica da instalação é dada por:

A capacidade frigorífica teórica do compressor será dada por:

A capacidade frigorífica real do compressor será:

Onde representa o caudal mássico de refrigerante que atravessa o evaporador, o

efeito frigorífico mássico (diferença de entalpias no evaporador), o efeito frigorífico

volumétrico, o rendimento volumétrico do compressor, o caudal volumétrico

teórico do compressor e o caudal volumétrico real do compressor. O índice 1

significa que as grandezas são referidas à aspiração do compressor.

Na figura 4.16 apresenta-se a variação da capacidade frigorífica em função da

temperatura de evaporação, para um compressor alternativo ideal com uma temperatura

de condensação de 35 ºC e funcionando com R22.


81


Fig. 4.16: Variação da capacidade frigorífica com a temperatura de evaporação

Ao considerar-se um ciclo simples em regime estacionário o caudal mássico de fluido

refrigerante que atravessa o evaporador é igual ao caudal mássico de fluido refrigerante

que atravessa o compressor. Desta forma, variações de caudal mássico de fluido

refrigerante aspirado traduzir-se-ão numa variação da potência absorvida pelo

compressor, pelo que variações nas condições de entrada vão afectar o valor do efeito

frigorífico mássico do evaporador.

Sendo o subarrefecimento do condensador constante, a variação da temperatura de

condensação traduz-se numa variação da entalpia à saída do condensador e,

consequentemente, à entrada do evaporador. Dado que na elaboração das características

do compressor se considera um sobreaquecimento constante à saída do evaporador, a

variação da temperatura de evaporação provoca uma variação de entalpia à saída do

compressor.

Verifica-se assim que, para uma temperatura constante na aspiração do compressor

(sobreaquecimento constante), o efeito frigorífico mássico é função da temperatura de

evaporação, ou seja:

O efeito frigorífico mássico aumenta quando a temperatura de evaporação

aumenta;

O efeito frigorífico mássico diminui quando a temperatura de evaporação

diminui.

Na figura 4.17 apresenta-se a variação da capacidade frigorífica em função da

temperatura de condensação, para um compressor alternativo ideal com uma

temperatura de evaporação de -20 ºC e funcionando com R22.

Fig. 4.17: Variação da capacidade frigorífica com a temperatura de condensação


82


A maior variação da potência frigorífica resulta do aumento do volume específico do

fluido refrigerante à medida que a temperatura de evaporação diminui. Considerando o

caudal volumétrico de fluido refrigerante, aproximadamente, constante (desprezando as

variações de rendimento volumétrico), o caudal mássico que atravessa o compressor

diminui, diminuindo, desta forma, o caudal mássico de fluido refrigerante através do

evaporador.

Na figura 4.18 representa-se a forma das curvas de variação da capacidade frigorífica

(potência frigorífica) e da potência de compressão de um compressor frigorífico com as

temperaturas de condensação e de evaporação.

Fig. 4.18: Andamento das curvas de funcionamento de um compressor frigorífico

A potência absorvida por um compressor é função das condições fluido refrigerante

na aspiração, da relação de pressões e do rendimento volumétrico. Para um compressor

frigorífico alternativo a potência de compressão é dada por:

Na figura 4.19 apresenta-se a variação da potência e do trabalho específico de

compressão com a temperatura de evaporação, para um compressor alternativo ideal

com uma temperatura de condensação de 35 ºC e funcionando com R22.

Fig. 4.19: Variação da potência e do trabalho específico de compressão com a temperatura de evaporação


83


Na figura 4.20 apresenta-se a variação da potência de compressão com a temperatura de

condensação, para um compressor alternativo ideal com uma temperatura de evaporação

de -20 ºC e funcionando com R22.

Fig. 4.20: Variação da potência de compressão com a temperatura de condensação

Se a relação de pressões for nula a variação de entalpia no compressor é nula, donde a

potência teórica de compressão é também nula.

Se a relação de pressões for muito elevada o rendimento volumétrico é nulo (caudal de

fluido refrigerante nulo) donde a potência teórica de compressão é igualmente nula.

Entre estes dois valores nulos a potência teórica absorvida pelo compressor apresenta

um máximo.

Considerando que o fluido refrigerante se comporta como um gás perfeito, a energia

fornecida pelo compressor ao fluido refrigerante (figura 4.5) é dada por:

Onde representa a pressão de aspiração do compressor, c a fracção de espaço morto,

n o índice da politrópica, r a relação de pressões e a pressão de descarga do

compressor.

É assim possível concluir que, para um mesmo volume aspirado, o trabalho de

compressão e, consequentemente, a potência absorvida pelo compressor aumenta com a

relação de pressões.

Tal como o rendimento volumétrico, os fabricantes de compressores, com dados obtidos

experimentalmente em banco de ensaios, fornece as curvas da potência absorvida pelo

compressor em função da relação de pressões.

Na figura 4.21 apresenta-se, a título de exemplo, a curva de variação da potência

absorvida por um compressor alternativo (CV), por tonelada de refrigeração produzida,

com a relação de pressões, para um compressor aberto funcionando com R22 e com

uma velocidade de 1450 rpm.


84


Fig. 4.21: Variação da potência absorvida pelo compressor com a relação de pressões

Durante o arranque de uma instalação frigorífica as pressões de condensação e de

evaporação variam, embora, ao contrário da pressão de evaporação, pressão de

condensação sofre uma variação relativamente pequena. Como o ponto de

funcionamento normal se situa abaixo do ponto de potência máxima, assim, durante o

arranque, torna-se necessário, regular a capacidade do compressor de forma que a

potência do motor de accionamento do compressor seja superior à potência frigorífica

que o compressor deve fornecer ao fluido refrigerante.

Assim, para uma instalação frigorífica que tenha estado algum tempo parada, dado que

a temperatura de evaporação é bastante superior à temperatura de evaporação em

funcionamento normal, a qual só irá normalizar progressivamente, o período de

arranque exige a máxima potência do compressor.

Por razões económicas, os motores eléctricos de accionamento não são dimensionados

para estes picos de potência, embora possam suportar alguma sobrecarga durante

períodos de tempo limitados.

Por este motivo, durante a fase de arranque de um compressor, deve reduzir-se a sua

capacidade, normalmente, através de

Colocação de cilindros fora de serviço;

Provocando um estrangulamento na linha de aspiração do compressor.

Independentemente do sistema de regulação de capacidade adoptado, existe sempre uma

certa energia que é necessário fornecer ao compressor para vencer atritos, o que origina

que a potência absorvida pelo compressor não corresponda à potência frigorífica

desenvolvida.

Na figura 4.22 apresentam-se curvas de variação da potência absorvida a plena carga

(%) com a redução da capacidade frigorífica (%) de um compressor alternativo cuja

regulação de capacidade se efectua por levantamento das válvulas de aspiração.


85


Fig. 4.22: Relação entre a potência absorvida pelo compressor e a potência frigorífica produzida

Deste gráfico é possível concluir que para um compressor que funcione a 25 % da sua

capacidade frigorífica absorve uma potência de 40 %.

Na figura 4.23 apresenta-se a variação da eficiência com a temperatura de evaporação,

para um compressor alternativo ideal com uma temperatura de condensação de 35 ºC e

funcionando com R22.

Fig. 4.23: Variação da eficiência do ciclo com a temperatura de evaporação

A situação de equilíbrio é aquela em que, desprezando as trocas de calor nas condutas,

o condensador dissipa a energia recebida pelo evaporador e absorvida pelo compressor.


86


4.8 COMPRESSORES ABERTOS, SEMI-HERMÉTICOS E HERMÉTICOS

Os compressores frigoríficos abertos caracterizam-se por o acoplamento entre o motor

de accionamento e o compressor estar situado no exterior deste. É assim possível

considerar que são compostos por duas unidades independentes: o motor de

accionamento e o compressor propriamente dito. As possibilidades de acesso ao interior

do compressor dependem apenas das suas próprias características. São normalmente

utilizados em grandes e médias capacidades de refrigeração.

Na figura 4.24 apresenta-se um compressor alternativo, aberto em corte, muito utilizado

em instalações frigoríficas industriais.

Fig. 4.24: Compressor alternativo aberto em corte

Na figura 4.25 apresenta-se um compressor alternativo aberto muito utilizado em

instalações de reliquefação.

Fig. 4.25: Compressor alternativo aberto


87


Os compressores frigoríficos semi-herméticos caracterizam-se por o veio do motor de

accionamento ser um prolongamento do veio do compressor, formando as duas

máquinas um único bloco. As facilidades de acesso para inspecções e acções de

manutenção são mais reduzidas do que nos compressores do tipo aberto.

Na figura 4.26 representa-se um compressor semi-hermético do tipo alternativo em

corte.

Fig. 4.26: Compressor semi-hermético alternativo

Na figura 4.27 representa-se o aspecto geral de um compressor semi-hermético do tipo

alternativo.

Fig. 4.27: Compressor semi-hermético alternativo

Os compressores frigoríficos semi-herméticos constituem um dos tipos de compressores

cada vez mais utilizados, pois proporcionam:

Funcionamento silencioso;

Boa estanquicidade;

Razoável acessibilidade para acções de manutenção.

Em caso de avaria eléctrica obrigam à limpeza de todo o circuito para eliminação de

ácidos e outros contaminantes. Os compressores frigoríficos semi-herméticos são,

normalmente, utilizados para potência frigoríficas compreendidas entre 0,37 e 112 kW.


88


Os compressores frigoríficos herméticos, quer sejam alternativos ou rotativos,

caracterizam-se por não ser possível a ceder ao seu interior, pois a carcaça é soldada,

constituindo um invólucro único que envolve o compressor e o motor de accionamento

(o compressor e o motor de accionamento estão encerrados no interior de um

reservatório hermético)

Na figura 4.28 representa-se um compressor frigorífico hermético alternativo em corte.

Fig. 4.28: Compressor frigorífico hermético alternativo em corte

Na figura 4.29 representa-se o aspecto geral de um compressor hermético do tipo

alternativo.

Fig. 4.29: Aspecto exterior de um compressor frigorífico hermético alternativo

Na figura 4.30 representa-se um compressor hermético do tipo rotativo.

Fig. 4.30: Compressor frigorífico hermético do tipo rotativo


89


Os compressores frigoríficos herméticos utilizam-se, normalmente, em unidades de

refrigeração doméstica e em pequenas unidades de climatização com potências

frigoríficas compreendidas entre 0,05 e 18,7 kW, possuem um funcionamento silencioso

e são de reduzidas dimensões. Estes compressores garantem uma boa estanquicidade no

entanto, em caso de avaria, são de difícil reparação pelo que, normalmente, se opta pela

sua completa substituição.

A eficiência de uma instalação frigorífica depende do tipo de compressor, sendo os

compressores frigoríficos abertos os mais eficientes e os compressores frigoríficos

herméticos os menos eficientes. Para um mesmo tipo de compressor, a eficiência é,

geralmente, tanto maior quanto maior for a sua capacidade.

Assim, para um ciclo simples com uma temperatura de aspiração do compressor de 18,3

ºC, uma temperatura de evaporação de 4,4 ºC e uma temperatura de saída do fluido

refrigerante do condensador, no estado de líquido saturado, de 40,5 ºC, tem-se

eficiências das seguintes ordem de grandeza:

3,53 para compressores herméticos de média capacidade;

3,91 para um compressores abertos;

Inferiores a 3 para compressores herméticos de pequena capacidade;

Superiores a 4 para compressores abertos de grande capacidade.

Em muitas aplicações o compressor frigorífico encontra-se ligado ao condensador,

estando o conjunto assente numa base comum. Este conjunto é, normalmente,

denominado grupo compressor ou grupo compressor-condensador e as respectivas

curvas de funcionamento resultam de um balanço entre a energia absorvida pelo

compressor e a energia dissipada no condensador.

4.9 SELECÇÃO DE COMPRESSORES

A selecção do compressor frigorífico mais eficiente para uma determinada aplicação

envolve os seguintes aspectos:

Condições de funcionamento;

Capacidade de refrigeração requerida;

Relação de pressões;

Controlo de capacidade a adoptar;

Fluido refrigerante a utilizar.

Para instalações frigoríficas de pequena capacidade, com potências de accionamento

inferiores a 5 kW, como é o caso de pequenas câmaras frigoríficas, pequeno chillers e

outras aplicações comerciais, utilizam-se, normalmente, compressores alternativos

herméticos ou semi-herméticos, porém a selecção final deve ser efectuada caso a caso.

Para instalações frigoríficas de grande capacidade as opções incidem, normalmente, em

compressores frigoríficos alternativos abertos, de parafusos, semi-herméticos e, em

alguns casos, os compressores centrífugos. A opção mais eficiente não pode ser definida

à priori, as diferentes opções devem ser investigadas, determinando-se os respectivos

consumos através de dados fornecidos pelos fabricantes.


90


Na tabela 4.1 apresentam-se valores comparativos entre compressores frigoríficos

alternativos e de parafuso, abertos e semi-herméticos, para duas condições de

funcionamento (0 ºC/50 ºC e -15 ºC/40 ºC), com um subarrefecimento de 5 ºC e um

sobreaquecimento de 8 ºC, utilizando como fluido refrigerante o R407c.

Tab. 4.1: Comparação entre compressores alternativos e de parafuso

Condições de

funcionamento

Capacidade de

refrigeração (kW)

Potência de

accionamento (kW) Eficiência

0 ºC/50 ºC

Alternativo aberto

Alternativo semi-hermético

Parafusos aberto

Parafusos semi-hermético

63,0

60,2

63,0

57,1

22,39

20,41

24,98

24,10

2,81

2,95

2,52

2,27

-15 ºC/40 ºC

Alternativo aberto

Alternativo semi-hermético

Parafusos aberto

Parafusos semi-hermético

55,7

53,4

56,0

53,1

24,19

21,96

25,89

23,86

2,30

2,43

2,16

2,22

De acordo com o exemplo apresentado verifica-se que o compressor mais eficiente e,

portanto, o mais indicado seria o do tipo alternativo semi-hermético


91


5. CONDENSADORES

5.1. CLASSIFICAÇÃO E DESCRIÇÃO GERAL

Conforme exposto, o condensador é o órgão responsável por retirar ao fluido

refrigerante, proveniente do compressor, a energia absorvida nos restantes órgãos da

instalação (compressor e evaporador), condensando-o através da cedência desta energia

a um fluido arrefecedor.

De acordo com o fluido que recebe a energia contida no fluido refrigerante e a

configuração geométrica adoptada, os condensadores podem classificar-se em:

Condensadores arrefecidos por água;

Condensadores arrefecidos por ar;

Condensadores evaporativos.

Como condensadores arrefecidos por água tem-se:

Condensadores de corpo cilíndrico e feixe tubular (multitubulares);

Condensadores de placas;

Condensadores de tubos coaxiais;

Condensadores submersos.

Com condensadores arrefecidos por ar tem-se:

Condensadores de convecção natural;

Condensadores de convecção forçada.

Conforme se representa na figura 5.1, tendo em atenção as transformações sofridas pelo

fluido refrigerante, é possível dividir um condensador em três zonas:

Zona de entrada (1);

Zona intermédia (2);

Zona final (3).

Fig. 5.1: Zonas em que se divide um condensador

A zona de entrada, onde o fluido refrigerante proveniente do compressor e se encontra

na fase de vapor sobreaquecido, corresponde apo dessobreaquecimento.

A zona intermédia, onde o fluido refrigerante se encontra a duas fases (líquido +

vapor), corresponde à condensação propriamente dita.

A zona final, onde o fluido refrigerante se encontra na fase de líquido comprimido ou

líquido subarrefecido, corresponde ao subarrefecimento.


92


As parcelas de calor transmitidas em cada uma destas zonas dependem,

fundamentalmente, do tipo de refrigerante e da relação entre as pressões de condensação

e de evaporação, sendo normais os seguintes valores percentuais:

Dessobreaquecimento: 7,5 a 12,5 %;

Condensação: 80 a 90 %;

Subarrefecimento: 2,5 a 7,5 %.

À saída do condensador o fluido refrigerante deve estar, no mínimo, no estado de

líquido saturado. Nos casos em que o fluido refrigerante não esteja completamente

condensado a instalação funciona de forma deficiente.

A troca de calor por unidade de comprimento nas diferentes zonas do condensador não é

uniforme, especialmente devido à variação dos coeficientes de convecção. Desta forma,

para o cálculo do coeficiente global de transmissão de calor no condensador, deve ser

definido um valor médio dos coeficientes de convecção.

O coeficiente global de transmissão de calor num condensador arrefecido a ar com

convecção natural é cerca de 10 W/m2ºC e cerca do dobro caso se utilize convecção

forçada, enquanto num condensador evaporativo pode ultrapassar 1000 W/m2ºC.

5.2. CONDENSADORES ARREFECIDOS POR ÁGUA

Ao utilizarem-se condensadores arrefecidos por água, esta pode ser em circuito aberto

(água perdida) ou em circuito fechado (com torre de arrefecimento).

No caso de se utilizarem torres de arrefecimento, a maioria do caudal de água é

recirculada, sendo apenas necessário adicionar água tratada para compensar as perdas

por evaporação na torre, cerca de 1 % do caudal por cada 6 ºC de arrefecimento. Desta

forma, a diferença entre a temperatura de condensação e a temperatura de entrada é

geralmente inferior a 10 ºC.

A evaporação parcial da água produz o seu arrefecimento. A quantidade de água

evaporada depende da humidade relativa do ar que atravessa a torre, pelo que o

arrefecimento será função das condições do ar ambiente. Em termos práticos, o

arrefecimento apenas é possível até uma temperatura superior em 3 ºC à da temperatura

de bolbo húmido do ar ambiente. A potência de arrefecimento das torres varia,

normalmente, entre 18 e 18000 kW.

Tendo em atenção as perdas de carga do lado da água, as suas velocidades de

escoamento tomam, normalmente, valores compreendidos entre 1 e 2 m/s

Os condensadores de corpo cilíndrico e feixe tubular (multitubulares) constituem um

dos tipos de condensadores mais utilizados. O fluido refrigerante entra pela zona

superior, arrefecendo e condensando-se ao entrar em contacto com a superfície exterior

do feixe tubular, no interior do qual circula água.

Na figura 5.2 representa-se um condensador de corpo cilíndrico e feixe tubular muito

utilizado em instalações frigoríficas.


93


Fig. 5.2: Condensador de corpo cilíndrico e feixe tubular

Para condensadores de corpo cilíndrico e feixe tubular arrefecidos por água de torre de

arrefecimento a temperatura da água à entrada do condensador situa-se, normalmente,

entre 25 e 32 ºC e a diferença entre as temperaturas de entrada e de saída no

condensador está compreendida entre 5 e 6 ºC. Se o arrefecimento for efectuado por

água da rede (água perdida) a temperatura de entrada da água no condensador situa-se,

normalmente, entre 10 a 20 ºC e a diferença de temperaturas entre a entrada e a saída do

condensador oscila entre 10 e 12 ºC.

Na figura 5.3 representa-se, esquematicamente, uma torre de arrefecimento.

Fig. 5.3: Torre de arrefecimento

Estes condensadores são, normalmente, dimensionados para temperaturas de

condensação superiores em 5 a 10 ºC à temperatura de saída da água do condensador e

para perdas de carga máximas, do lado da água, compreendidas entre 1 e 6 mca.

Os condensadores de placas são constituídos por placas de aço inoxidável de pequena

espessura (0,4 a 0,8 mm). As placas estão montadas em paralelo e afastadas de uma

distância que varia entre 1,5 a 3,0 mmm. A água de arrefecimento e o fluido refrigerante

circulam, alternadamente, nos canais formados pelas placas, conforme se representa na

figura 5.4.

Fig. 5.4: Condensador de placas


94


Devido aos seus elevados coeficientes globais de transferência de calor (2500 a 4500

W/m2ºC), a utilização destes permutadores de calor está a ser cada vez mais

generalizada.

Apresentam-se normalmente com placas soldadas (brazed), utilizadas com fluidos

refrigerantes halogenados, e placas duplas soldadas a laser, montadas em estruturas

metálicas, as quais são especialmente utilizadas com amónia.

Nos condensadores de tubos coaxiais água circula no espaço anular enquanto o fluido

refrigerante circula no tubo interior, estando os escoamentos dispostos em

contracorrente. Estes condensadores são, normalmente, dimensionados para perdas de

carga máximas do lado da água de 15 mca.

Na figura 5.5 representa-se, esquematicamente, um condensador de tubos coaxiais.

Fig. 5.5: Condensador de tubos coaxiais

Os condensadores submersos são constituídos por um tubular, no interior do qual se

escoa o fluido refrigerante, submerso num reservatório através do qual se escoa água.

Os dois fluidos (refrigerante e arrefecedor) escoam-se em contracorrente. Estes

condensadores, embora de grande simplicidade, são pouco eficientes em virtude da

reduzida velocidade de escoamento do fluido arrefecedor e do mau contacto térmico

entre os dois fluidos.

Na figura 5.6 representa-se, esquematicamente, um condensador submerso

Fig. 5.6: Condensador submerso


95


5.3. CONDENSADORES ARREFECIDOS POR AR

Os condensadores arrefecidos por ar são, essencialmente, constituídos por um feixe

tubular que é atravessado exteriormente por um determinado caudal de ar.

Na figura 5.7 representa-se, esquematicamente, um condensador arrefecido por ar.

Fig. 5.7: Condensador arrefecido por ar

Os condensadores arrefecidos por ar são, normalmente, dimensionados para

temperaturas de entrada do ar de situadas entre 32 e 35 ºC, temperatura de condensação

superiores à temperatura de entrada de ar no condensador em 10 a 20 ºC e caudais de ar

correspondentes a velocidades médias, através da secção frontal do condensador, da

ordem de 1 a 3 m/s. Do ponto de vista económico, a diferença óptima entre a

temperatura de condensação e a temperatura de saída do ar situa-se entre 3,5 e 5,5 ºC.

A utilização de condensadores arrefecidos por ar com convecção natural é reduzida

aplicando-se apenas em refrigeração doméstica, ou seja apenas são utilizados em

sistemas de reduzidas potências.

Para médias potências os condensadores arrefecidos por ar com convecção forçada são

mais económicos do que os arrefecidos por água. Devido ao facto de possuírem um

melhor coeficiente global de transmissão de calor, para potências mais elevadas

(superiores a 3500 kW) apenas se utilizam condensadores arrefecidos por água o que,

necessariamente, para a mesma potência térmica transferida, origina menores áreas de

permuta de calor. Nestas condições, a utilização de condensadores arrefecidos por ar

conduziria a custos e a volumes inaceitáveis.

5.4. CONDENSADORES EVAPORATIVOS

Os condensadores evaporativos combinam as funções de condensador e de torre de

arrefecimento, ou seja consistem numa torre de arrefecimento de água, com circulação

forçada, combinada com um condensador formado por uma serpentina de tubo liso.

Ao mesmo tempo que é percorrido por uma corrente de ar ascendente, a superfície do

condensador é pulverizada com água. Consegue-se deste modo, através da corrente de

ar, a evaporação da água, a qual retira calor ao fluido refrigerante.

Com o objectivo de separar as gotas de água, eventualmente arrastadas, existem placas

separadoras ou deflectores, montadas no percurso do ar. A água, depositada no tabuleiro

inferior, é aspirada por uma bomba que alimenta os pulverizadores. As perdas de água

são compensadas através de uma válvula comandada por uma bóia, a qual mantém o

nível constante no referido tabuleiro.


96


Na figura 5.8 representa-se, esquematicamente, um condensador evaporativo.

Fig. 5.8: Condensador evaporativo

A capacidade de um condensador evaporativo depende da área da serpentina e do

caudal de ar. O calor total a ser retirado é função da temperatura de bolbo húmido e é

dado pela soma do calor sensível com o calor latente do ar. Quanto mais baixa for a

temperatura de bolbo húmido do ar à entrada tanto maior será a capacidade do

condensador evaporativo.

A grande desvantagem deste tipo de condensadores reside no facto da sua eficiência ser

muito influenciada pela humidade relativa do ar ambiente. Assim, se o ar ambiente tiver

uma humidade relativa elevada a evaporação da água pulverizada é menor e,

consequentemente, a quantidade de calor retirada ao fluido refrigerante diminui

fortemente.

5.5. CAPACIDADE DE UM CONDENSADOR

A selecção do condensador mais adequado para uma determinada instalação frigorífica

passa pelo conhecimento da quantidade de calor que é necessário dissipar, ou seja passa,

fundamentalmente, pelo conhecimento das potências frigorífica e de compressão.

Em média e em primeira aproximação, os condensadores são dimensionados para

dissiparem 4,4 kW por cada 3,5 kW de potência frigorífica.

Na falta de dados concretos sobre a potência absorvida pelo compressor é possível

determinar, de forma aproximada, a quantidade de calor a dissipar no condensador

multiplicando a potência frigorífica por um coeficiente de produção térmica, o qual é

função das temperaturas de evaporação e de condensação.

Tab. 5.1: Coeficiente de produção térmica para compressores herméticos e semiherméticos

Temperatura

Condensação (ºC) Temperatura de evaporação (ºC)

-25 -20 -15 -10 -5 0 5 10

30 1,47 1,41 1,36 1,31 1,27 1,23 1,20 1,17

35 1,51 1,45 1,39 1,34 1,30 1,26 1,23 1,20

40 1,56 1,49 1,43 1,38 1,33 1,29 1,26 1,23

45 1,62 1,54 1,47 1,42 1,37 1,33 1,29 1,26

50 1,69 1,60 1,53 1,47 1,42 1,37 1,33 1,29

55 1,77 1,68 1,60 1,53 1,47 1,42 1,37 1,33


97


No caso de compressores herméticos e semiherméticos o coeficiente de produção

térmica pode ser estimado a partir da tabela 5.1.

Para compressores abertos o coeficiente de produção térmica pode ser estimado a partir

da tabela 5.2

Tab. 5.2: Coeficiente de produção térmica para compressores abertos

Temperatura

Condensação (ºC) Temperatura de evaporação (ºC)

-25 -20 -15 -10 -5 0 5 10

30 1,37 1,32 1,28 1,24 1,21 1,18 1,15 1,12

35 1,43 1,37 1,32 1,28 1,24 1,21 1,18 1,15

40 1,50 1,43 1,37 1,32 1,28 1,24 1,21 1,18

45 1,58 1,50 1,43 1,37 1,32 1,28 1,24 1,21

50 1,58 1,50 1,43 1,37 1,32 1,28 1,24

55 1,58 1,50 1,43 1,37 1,32 1,28

A quantidade de calor dissipada, por unidade de tempo, num condensador é

função da sua geometria e das propriedades dos materiais envolvido, bem como do

refrigerante utilizado e das temperaturas e caudal do fluido arrefecedor, sendo dada por:

Onde representa o coeficiente global de transmissão de calor (valor médio) calculado

com base na superfície exterior dos tubos, a área de permuta de calor e a

diferença média logarítmica de temperaturas (temperaturas do fluido refrigerante e do

fluido arrefecedor).

O coeficiente global de transmissão de calor, normalmente fornecido pelo construtor, é

função dos coeficientes de convecção interior e exterior, da condutibilidade térmica e

espessura dos tubos, da resistência térmica da película de óleo eventualmente existente

no interior dos tubos e da resistência térmica devida a eventuais incrustações e sujidades

no exterior dos tubos.

Verifica-se assim, que o coeficiente global de transmissão de calor exprime a maior ou

menor facilidade com que o calor se transmite entre os dois fluidos (fluido refrigerante e

fluido arrefecedor).

Definem-se incrustações como o conjunto das diversas substâncias que, contínua e

progressivamente, se vão depositando na superfície dos tubos em contacto com o fluido

arrefecedor e que fazem diminuir o coeficiente de transmissão de calor entre este e o

fluido refrigerante.

Na figura 5.9 representa-se, graficamente, a influência do factor de incrustação

na temperatura de condensação. Este gráfico mostra que à medida que o

factor de incrustação aumenta a temperatura de condensação também aumenta.

O Air-Conditioning and Refrigeration Institute recomenda a adopção dos seguintes

valores para factores de incrustação em condensadores:

Tubos de cobre, hidrocarbonetos halogenados: 0,0001 m2ºC/kcal;

Tubos de aço, amoníaco: 0,0002 m2ºC/kcal.


98


Fig. 5.9: variação da temperatura de condensação com o factor de incrustação

A diferença média logarítmica de temperaturas é dada por:

Onde representa a temperatura de condensação, a temperatura do fluido

arrefecedor à entrada e a temperatura do fluido arrefecedor à saída do condensador.

É de notar que, na prática, o valor da diferença média logarítmica de temperaturas está

condicionado por razões de ordem técnica (temperatura disponível na fonte fria) e de

ordem económica. Para se conseguir dissipar uma determinada quantidade de calor,

com um baixo valor de LMTD, o condensador deveria possuir uma elevada área de

permuta de calor o que, inevitavelmente, conduziria a um permutador de calor de

enormes dimensões.

A capacidade de um condensador é função da temperatura do fluido arrefecedor e do

seu caudal, bem como da temperatura do fluido refrigerante.

Assim, a capacidade de um condensador aumenta com a diferença entre as temperaturas

do fluido refrigerante e do fluido arrefecedor. Esta diferença de temperaturas pode

ampliar-se através de:

Aumento da pressão de condensação;

Diminuição da temperatura do fluido arrefecedor do condensador;

Aumento do caudal de fluido arrefecedor do condensador.

Para um valor constante da pressão de aspiração do compressor, um aumento da pressão

de condensação implica um aumento da pressão absorvida pelo compressor. Por outro

lado, quanto mais elevada for a pressão de condensação menor será o caudal necessário

de fluido arrefecedor.

Para determinadas condições de funcionamento, em condensadores arrefecidos por

água, é possível efectuar um estudo económico que compare os custos entre a potência

absorvida pelo compressor e o caudal de água necessário ou disponível.

Independentemente do condensador ser arrefecido por água ou por ar, o caudal

volumétrico de fluido arrefecedor através do condensador é dado por:


99


Onde representa a potência calorífica a dissipar no condensador, a massa

específica do fluido arrefecedor, o calor específico do fluido arrefecedor e a

diferença entre as temperaturas de saída e de entrada do fluido arrefecedor no

condensador.

No caso do fluido arrefecedor ser água adoptam-se, normalmente os seguintes valores:

e . No caso do fluido arrefecedor ser o ar adoptam-

se, normalmente, os seguintes valores: e .

Para cálculos mais exactos dever-se-ão consultar tabelas de propriedades do fluido

arrefecedor, sendo os valores da massa específica e do calor específico determinados em

função da temperatura média do fluido arrefecedor, calculada entre os valores de

entrada e de saída do condensador.

5.6. CURVAS CARACTERÍSTICAS

As curvas características (curvas de funcionamento) de um condensador obtêm-

se através da equação da sua potência térmica em função da temperatura de

condensação do fluido refrigerante e da temperatura de entrada do fluido

arrefecedor no condensador .

Na figura 5.10 apresenta-se a forma que, normalmente, assumem as curvas

características de um condensador arrefecido por água.

Fig. 5.10: Forma das curvas características de um condensador

Devido aos diferentes valores do coeficiente global de transmissão de calor a inclinação

das rectas é menor no caso de condensadores arrefecidos por ar e maior no caso de

condensadores evaporativos.

Na figura 5.11 apresentam-se as curvas de variação da potência frigorífica de um

compressor alternativo com as temperaturas de condensação e de evaporação ,

numa instalação frigorífica para arrefecimento de água.


100


Fig. 5.11: Potência frigorífica em função das temperaturas de condensação e de evaporação

5.7. SELECÇÃO E DIMENSIONAMENTO DE CONDENSADORES

Os principais critérios para selecção e dimensionamento de condensadores são:

Tipo de condensador;

Condições de funcionamento;

Nível de ruído e orientação do jacto de ar (condensadores arrefecidos por ar).

Quanto ao tipo de condensador deve ter-se em atenção:

O arrefecimento por ar é, normalmente, utilizado quando se pretendem pequenas

ou médias potências frigoríficas com baixos custos de manutenção;

O arrefecimento por água, o qual implica maiores custos de manutenção, é

normalmente utilizado quando se pretendem médias ou grandes potências

frigoríficas ou em máquinas monobloco para aplicações em ar condicionado;

A utilização de condensadores evaporativos está, normalmente, associada a

questões de espaço disponível e a sua escolha está limitada à temperatura de

bolbo húmido do ar exterior, a qual deve ser considerada nas condições mais

desfavoráveis.

Quanto às condições de funcionamento deve ter-se em atenção:

A temperatura do fluido arrefecedor bem como a sua variação máxima ao longo

do período de funcionamento;

A temperatura de condensação para as condições normais de funcionamento e

para as condições de funcionamento mais desfavoráveis (temperatura de

condensação máxima);

A potência do condensador para as condições normais de funcionamento e para

as condições de funcionamento mais desfavoráveis (potência de condensação

máxima);

O aumento de temperatura e o caudal do fluido arrefecedor. A sua velocidade

para o ar deve situar-se entre 1,5 e 3 m/s e entre 0,5 e 2 m/s para a água.

Quanto à temperatura de condensação deve ter-se em atenção:


101


Para compressores com sistema de arrefecimento a temperatura limite de

descarga para o amoníaco é de 100 a 120 ºC e para os hidrocarbonetos

halogenados é de 80 a 100 ºC;

O afastamento das condições críticas (pressão e temperatura) do fluido

refrigerante;

A pressão de condensação limite situa-se entre 18 e 20 bar;

A correcta alimentação dos dispositivos de expansão, particularmente com

válvulas expansoras termostáticas, onde a temperatura de condensação não deve

ser demasiadamente baixa;

A economia de funcionamento do compressor.

Quanto às sujidades e incrustações deve ter-se em atenção:

Os condensadores arrefecidos por ar devem estar afastados de zonas com muita

poeira ou ambientes corrosivos;

As características da água e o seu eventual tratamento, nomeadamente em torres

de arrefecimento ou condensadores evaporativos.

Quanto à variação da temperatura do fluido arrefecedor através do condensador são

normais os valores de 5 a 7 ºC para o ar (convecção forçada), 2 a 3 ºC para a água do

mar, 5 a 10 ºC para água proveniente de torres de arrefecimento e 10 a 30 ºC para água

perdida.

Quanto à diferença média logarítmica mínima de temperaturas são normais os

valores de 7 a 8 ºC para o ar (convecção forçada) e 4 a 6 ºC para a água.

Tendo em atenção o tipo de fluido arrefecedor do condensador, para o coeficiente global

de transmissão de calor são normais os valores de 8 a 12 para ar em

convecção natural, 20 a 30 para ar em convecção forçada, 700 a 1100 para água em

permutadores de corpo cilíndrico e feixe tubular horizontais, 700 a 950 para água em

permutadores de calor de corpo cilíndrico e feixe tubular verticais e 800 a 1400 para

água em permutadores de calor de tubos coaxiais.

Na prática, é normal dimensionar o condensador tendo apenas em atenção as trocas de

calor que ocorrem na mudança de fase (condensação) e adoptar um coeficiente de

segurança adicional de cerca de 10 % para compensar o sobreaquecimento do fluido

refrigerante à entrada do condensador.

Os condensadores evaporativos são, normalmente, dimensionados para os seguintes

caudais:

Água: 0,53 m3TR/h;

Ar: 600 m3TR/h.


102


5.8. CONDUÇÃO E MANUTENÇÃO DE CONDENSADORES

A pressão de funcionamento dos condensadores não deve exceder 1400 kPa, embora

possa atingir até 20070 kPa. O limite máximo de pressão é função da estanquicidade da

instalação, pelo que a ocorrência de pressões de condensação superiores poderá originar

fissuras em componentes ou deficiência nos dispositivos de ligação da instalação,

nomeadamente em condutas.

Em condensadores arrefecidos por água aquando do arranque da instalação

frigorífica é aconselhável verificar:

A pressão e a temperatura do fluido refrigerante;

A temperatura de entrada e de saída da água de arrefecimento (fluido

arrefecedor).

Desta forma, é possível comprovar se o caudal de água está correcto assim como se os

seus níveis de temperatura permanecem dentro dos limites fixados.

Em unidades onde sejam necessários elevados caudais de água para arrefecimento dos

condensadores recomenda-se:

Limpar a superfície interior do feixe tubular sempre que a queda de pressão

atinja valores superiores em 20 % do valor da queda de pressão calculada;

Evitar águas contaminadas com substâncias orgânicas, com substâncias sólidas

em suspensão e cujo pH se afaste muito da neutralidade;

Evitar águas com excessivo conteúdo em cloro e outros agentes de acção

antibiológica, não devendo exceder 2 ppm de cloro;

Evitar velocidades de escoamento demasiadamente altas, pois provocam efeitos

de erosão, nem velocidades demasiadamente baixas, pois provocam bolsas de ar

ou de vapor que facilitam a corrosão.

Como medidas preventivas é aconselhável:

Instalação de filtros de água;

Limpeza frequente do feixe tubular;

Drenagem frequente das lamas acumuladas.

Relativamente à montagem, é aconselhável é aconselhável a instalação dos

condensadores em locais facilmente acessíveis, que permitam, se necessário, a

substituição de tubos.

Nos condensadores arrefecidos por ar, devido à sua simplicidade, não é necessário

adoptar medidas de manutenção excepcionais. É apenas necessário que o tubular do

condensador se mantenha o mais limpo possível para que a perda de carga do ar, ao

atravessá-lo, não aumente significativamente e, consequentemente, diminua o caudal.

Esta diminuição de caudal pode originar temperaturas de condensação (pressões de

condensação) exageradamente altas.

Quando for previsível que o ar possua um elevado grau de sujidade é aconselhável a

montagem de filtros de ar.


103


6. EVAPORADORES

6.1. CLASSIFICAÇÃO E DESCRIÇÃO GERAL

O evaporador é o órgão onde o fluido refrigerante se evapora, total ou parcialmente,

retirando ao meio a arrefecer a necessária quantidade de calor. Esta absorção de calor do

meio a arrefecer pode ser efectuada directamente pelo fluido refrigerante (sistemas de

expansão directa ou expansão à casa) ou, indirectamente, através de um outro fluido

secundário (sistemas de expansão indirecta).

Na figura 6.1 representa-se, esquematicamente, a arquitectura de uma instalação

frigorífica de expansão directa.

Fig. 6.1: Instalação de expansão directa

Na figura 6.2 representa-se, esquematicamente, a arquitectura de uma instalação

frigorífica de expansão indirecta.

Fig. 6.2: Instalação de expansão indirecta

Relativamente às de expansão directa, as instalações frigoríficas de expansão indirecta,

apesar de serem mais complexas, possuírem menor eficiência (devido aos gradientes

térmicos) e, consequentemente, maiores consumos de energia. Tornam-se, por vezes,

interessantes devido aos seguintes factores:

Mais fácil distribuição do frio;

Concentração do sistema de produção de frio numa área relativamente pequena,

com linhas de refrigerante primário de pequenos comprimentos, pois este não

contacta directamente com o meio a arrefecer;

Mais eficiente controlo da temperatura do meio a arrefecer, nomeadamente em

instalações sujeitas a grandes variações da carga térmica.

Os principais critérios de classificação dos evaporadores são:

Quanto ao tipo de alimentação;

Quanto ao fim a que se destinam;

Quanto ao movimento do fluido a arrefecer.


104


Quanto ao tipo de alimentação os evaporadores podem classificar-se em:

Evaporadores do tipo seco (circuito simples ou circuitos em paralelo);

Evaporadores do tipo inundado (circulação natural ou circulação forçada).

Quanto ao fim a que se destinam os evaporadores podem classificar-se em:

Arrefecedores de ar;

Arrefecedores de líquidos (corpo cilíndrico e feixe tubular, placas, tubos

coaxiais, submersos e especiais);

Arrefecedores de sólidos.

Quanto ao movimento do fluido a arrefecer os evaporadores podem classificar-se em:

Convecção natural;

Convecção forçada.

Independentemente do seu tipo, um evaporador deve ser dimensionado de modo a

satisfazer as seguintes condições:

Área de permuta capaz de transferir a necessária quantidade de calor sem uma

excessiva diferença de temperaturas entre o fluido refrigerante e o meio a

arrefecer;

Elevado coeficiente global de transmissão de calor;

Baixa perda de carga;

Volume adequado para armazenar o refrigerante líquido e para que se efectue a

separação entre líquido e vapor;

Garantia de retorno de óleo lubrificante ao compressor;

Total estanquicidade;

Facilidade de acesso para operações de inspecção e de manutenção.

A pressão de funcionamento dos evaporadores deve ser, sempre que possível, superior à

pressão atmosférica, a fim de evitar infiltrações de ar no sistema. Os limites mínimos da

pressão de funcionamento são, sobretudo, devidos à ocorrência de acentuadas quebras

na potência frigorífica desenvolvida devido à queda de pressão, ou seja uma pequena

redução de pressão provoca um aumento no volume específico, pois:

Desta forma, os limites mínimos de pressão a que um evaporador deve funcionar são

função do fluido refrigerante. O valor limite é, no entanto, considerado independente do

fluido refrigerante e tem o valor de 13,8 kPa. Como é evidente, este limite implica que a

temperatura mínima de evaporação seja função do fluido refrigerante utilizado.

6.2. EVAPORADORES DO TIPO SECO

Os evaporadores do tipo seco são caracterizados por todo o caudal de fluido

refrigerante, com que são alimentados, se evaporar no seu interior, ou seja não há

acumulação de fluido refrigerante líquido no seu interior.

Na figura 6.3 representa-.se, esquematicamente, um evaporador do tipo seco.


105


Fig. 6.3: Evaporador do tipo seco

A quantidade de fluido refrigerante com que os evaporadores do tipo seco são

alimentados é, apenas, a necessária para garantir a transferência de calor através da área

de permuta e assim manter o meio a arrefecer à temperatura desejada, ou seja à medida

que o fluido refrigerante avança ao longo do evaporador vai-se evaporando

progressivamente em consequência do calor que vai absorvendo.

A alimentação de fluido refrigerante ao evaporador é controlada pelo dispositivo de

expansão (dispositivo de laminagem, geralmente válvulas expansoras termostáticas ou

tubos capilares), o qual origina que à saída do evaporador o fluido refrigerante se

encontre na fase de vapor sobreaquecido, com sobreaquecimentos que podem atingir

valores da ordem de 15 ºC.

Os evaporadores do tipo seco, embora menos eficientes do que os evaporadores

inundados são, no entanto, mais baratos e necessitam de menor carga (quantidade) de


Os evaporadores do tipo seco podem ser constituídos por um único tubo disposto em

serpentina (circuito simples) ou por um conjunto de tubos ligados em paralelo

(circuitos em paralelo), podendo os tubos serem lisos ou alhetados.

Independentemente da sua forma construtiva, nos evaporadores do tipo seco destinados

ao arrefecimento de ar existe sempre alguma queda de pressão motivada pela perda de

carga associada ao escoamento do fluido refrigerante

Embora uma certa queda de pressão possa ser conveniente, pois faz aumentar a

velocidade de escoamento do fluido refrigerante e, consequentemente, o coeficiente de

transmissão de calor, uma perda de carga excessiva afecta negativamente a eficiência do

ciclo, pois faz baixar a temperatura de evaporação.

Para temperaturas de evaporação de cerca de 4 ºC a queda de pressão limite situa-se

entre 0,15 e 0,20 bar. Para temperaturas de evaporação mais baixas a queda de pressão

deverá ser inferior. Assim, para atenuar os efeitos negativos de excessivas quedas de

pressão, os evaporadores de grande capacidade, onde são necessárias grandes áreas de

transferência de calor, devem ser constituídos por circuitos em paralelo.

No caso de existirem circuitos em paralelo, as respectivas saídas devem estar ligadas a

um colector comum de maior diâmetro e a sua alimentação dever ser efectuada através


106


de um distribuidor de líquido. Para que a alimentação de líquido seja idêntica em todos

os circuitos é de grande importância proceder-se um correcto dimensionamento e

disposição dos tubos distribuidores.

Numa instalação frigorífica bem dimensionada os problemas relacionados com o óleo

lubrificante estão sempre relacionados com o evaporador. Para que o óleo de

lubrificação retorne ao compressor é necessário:

Montar um separador de óleo lubrificante junto à descarga do compressor;

Proporcionar velocidades de escoamento do vapor suficientemente elevadas para

arrastar quaisquer gotas de óleo de lubrificação eventualmente existentes.

Os evaporadores do tipo seco apresentam as seguintes vantagens:

Cálculo e execução fáceis;

Exigem pequenas quantidades de fluido refrigerante em circulação;

Proporcionam bom funcionamento em automático;

Fácil descongelação;

Manutenção económica;

Baixo custo.

Os evaporadores do tipo seco apresentam, no entanto as seguintes limitações:

Deficiente aproveitamento da área de permuta de calor;

Protecção pouco eficiente contra golpes de líquido na aspiração do compressor;

Proporcionam elevados sobreaquecimentos na aspiração do compressor;

Exigem grandes áreas de permuta de calor (evaporadores mais caros);

Maior consumo de energia.

6.3. EVAPORADORES DO TIPO INUNDADO

Os evaporadores do tipo inundado caracterizam-se por nem todo o caudal de fluido

refrigerante, com que são alimentados, se evaporar no seu interior, ou seja o evaporador

contém uma determinada quantidade de líquido em excesso (inundado) relativamente à

quantidade de líquido necessária para absorver o calor do meio a arrefecer.

Esta quantidade de líquido em excesso é, normalmente, controlada através de um

regulador de nível que o mantém, praticamente, constante. Nestes evaporadores a

percentagem de vapor existente é cerca de 15 a 20 % do volume total do evaporador.

Assim, nos evaporadores do tipo inundado, o fluido refrigerante, depois de absorver

calor do meio a arrefecer, volta ao depósito do evaporador como uma mistura de líquido

+ vapor. O vapor saturado segue para a aspiração do compressor enquanto o líquido

saturado volta a circular o pelo tubular, funcionando o depósito do evaporador como um

separador de líquido. A circulação do líquido refrigerante em excesso, relativamente à

quantidade estritamente necessária para absorver o calor que se pretende retirar através

do evaporador, garante um bom aproveitamento da área de permuta de calor tornando a

evaporação do líquido uniforme ao longo do tubular do evaporador.

A alimentação de fluido refrigerante ao tubular do evaporador pode ser feita por

gravidade (circulação natural) ou através de bomba (circulação forçada).


107


Os evaporadores do tipo inundado com circulação natural são, normalmente,

constituídos por um depósito cilíndrico, contendo um determinado nível de líquido, ao

qual está ligado um tubular com alhetas que proporciona um aumento da área de

permuta de calor. Os vapores formados pela evaporação do fluido refrigerante

acumulam-se na zona superior do depósito, a qual está directamente ligada à aspiração

do compressor.

Na figura 6.4 representa-se um evaporador do tipo inundado com circulação natural de

fluido refrigerante (alimentação do tubular por gravidade).

Fig. 6.4: Evaporador do tipo inundado com circulação natural

Os evaporadores inundados com circulação forçada têm uma constituição idêntica

aos de circulação natural, só que nestes o líquido refrigerante é forçado, através de uma

bomba de circulação, a percorrer o tubular do evaporador. O fluido refrigerante, na fase

de líquido saturado, é aspirado pela região inferior do depósito por intermédio de uma

bomba e, após percorrer o tubular, onde absorve calor do meio a arrefecer, volta ao

depósito como uma mistura de líquido + vapor.

A relação entre a quantidade de fluido refrigerante que entra no evaporador e a

quantidade de fluido refrigerante que se evapora é denominada taxa de recirculação (n)

e é dada por:

Na figura 6.5 representa-se um evaporador do tipo inundado com circulação forçada de

fluido refrigerante (alimentação do tubular por bomba).

Fig. 6.5: Evaporador do tipo inundado com circulação forçada


108


As bombas de circulação devem ser montadas de modo a que, por diminuição de

pressão, não se dê a vaporização do fluido refrigerante na aspiração da bomba, as quais

deverão ter um caudal de cerca de 5 a 6 vezes a quantidade de fluido refrigerante

evaporado. Por outro lado, dado que a alimentação de fluido refrigerante é controlada

por reguladores de nível, o retorno de óleo de lubrificação ao compressor é um pouco

mais difícil do que nos evaporadores do tipo seco.

Nos evaporadores do tipo inundado, mesmo em regime estacionário, a pressão varia ao

longo do evaporador.

Considere-se, por exemplo, o evaporador do tipo inundado representado na figura 6.4:

devido à coluna de líquido a pressão na zona inferior é superior à pressão na superfície

livre do depósito, ou seja a temperatura de saturação do fluido refrigerante na zona

inferior é superior à temperatura de saturação na superfície livre do depósito e,

consequentemente, não absorve tanto calor do meio a arrefecer. Este aspecto é

particularmente relevante em evaporadores de grande capacidade com baixas

temperaturas de evaporação.

No dimensionamento de evaporadores do tipo inundado devem ter-se em atenção os

seguintes aspectos:

Depois do compressor deve ser montado um separador de óleo para assim se

reduzir ao mínimo a quantidade de óleo lubrificante misturada com o

refrigerante;

O retorno de óleo lubrificante do evaporador deve ser correctamente projectado

para que a mistura de óleo de lubrificação com fluido refrigerante seja

encaminhada para o tubular;

O tubular (serpentina secadora) deve possuir capacidade suficiente para evaporar

a máxima quantidade possível do fluido refrigerante contido no óleo.

Dado que os fluidos refrigerantes normalmente utilizados em instalações frigoríficas

possuem propriedades diferentes, o comportamento do óleo de lubrificação que penetra

no evaporador é função do refrigerante utilizado, ou seja os evaporadores do tipo

inundado devem ser dimensionados com vista ao adequado retorno de óleo lubrificante

ao compressor, consoante vão utilizar-se:

Fluido refrigerantes completamente miscíveis no óleo de lubrificação;

Fluidos refrigerantes de miscibilidade limitada no óleo de lubrificação;

Fluidos refrigerantes insolúveis no óleo de lubrificação.

Os evaporadores do tipo inundado com circulação natural de fluido refrigerante

apresentam as seguintes vantagens:

Bom aproveitamento da área de permuta de calor;

Baixos sobreaquecimentos do vapor na aspiração do compressor;

Fácil funcionamento em automático;

Manutenção fácil, simples e económica;

Baixos custos de instalação para grandes capacidades frigoríficas, com poucos

evaporadores.

Os evaporadores do tipo inundado com circulação natural de fluido refrigerante

apresentam, no entanto, as seguintes limitações:


109


Difícil descongelação;

Elevada carga de refrigerante;

Elevado volume.

Os evaporadores do tipo inundado com circulação forçada de fluido refrigerante


Bom aproveitamento da área de permuta de calor;

Eficiente protecção contra golpes de líquido na aspiração do compressor;

Fácil funcionamento em automático;

Fácil descongelação;

Baixos custos de instalação para grandes capacidades frigoríficas com mais de

três evaporadores.

Os evaporadores do tipo inundado com circulação forçada de fluido refrigerante

apresentam, no entanto, as seguintes limitações:

Elevada carga de refrigerante;

Construção complexa;

Manutenção complicada e dispendiosa;

Tubagens de maior diâmetro;

Maior quantidade de tubos.

A maior vantagem dos evaporadores inundados reside nas maiores potências frigoríficas

e rendimentos que proporcionam. O fluido refrigerante no interior de um evaporador

inundado está, predominantemente, na fase líquida, originando elevados coeficientes de

transmissão de calor, em comparação com os evaporadores do tipo seco, onde o fluido

refrigerante se encontra, predominantemente, na fase de vapor, nomeadamente na sua

região final. Devido ao seu grande volume e peso, assim como à elevada quantidade de

refrigerante que requerem, os evaporadores inundados raramente são utilizados em

instalações frigoríficas de pequena e de média dimensão, sendo substituídos por

evaporadores do tipo seco com válvulas expansoras termostáticas.

6.4. EVAPORADORES ARREFECEDORES DE AR

Os evaporadores arrefecedores de ar, quer sejam de convecção forçada ou de

convecção natural, são, normalmente, evaporadores do tipo seco, podendo ser de tubos

lisos ou de tubos alhetados, de circuito simples ou de circuitos em paralelo. A existência

de alhetas, até um determinado limite, por unidade de comprimento do tubo, melhora a

eficiência do permutador de calor.

Contrariamente ao que acontece nos evaporadores de convecção forçada, os

evaporadores de convecção natural possuem um elevado factor de contacto mas um

reduzido coeficiente global de transmissão de calor. Desta forma, contrariamente ao que

acontece com os evaporadores de convecção forçada, a humidade relativa obtida num

ambiente utilizando evaporadores de convecção natural pode atingir valores próximos

da saturação. Para uma mesma potência térmica transferida, a área de permuta de calor

num evaporador de convecção forçada é menor do que num evaporador de convecção

natural.


110


Tratando-se do ar ambiente, a transmissão de calor entre o ar e a superfície do

evaporador dá-se, simultaneamente, nas formas de:

Calor sensível, correspondente à variação da temperatura do ar;

Calor latente, correspondente à condensação da humidade do ar.

Devido ao seu custo mais reduzido, pois não é necessária a instalação de ventiladores,

os evaporadores de convecção natural aplicam-se, fundamentalmente, para baixas

potências frigoríficas. Com o aumento da potência frigorífica a necessidade de uma área

de transferência de calor maior, origina que os evaporadores de convecção natural se

tornem mais dispendiosos que os evaporadores de convecção forçada.

Face ao exposto, as principais aplicações dos evaporadores de convecção natural são a

refrigeração doméstica e a refrigeração comercial. Em refrigeração industrial estes

evaporadores são utilizados, exclusivamente, em câmaras de conservação de produtos

agro-alimentares, onde a humidade relativa do ar ambiente deve estar próxima da

saturação.

Na figura 6.6 representa-se um evaporador do tipo seco para arrefecimento de ar.

Fig. 6.6: Evaporador do tipo seco para arrefecimento de ar

Relativamente aos evaporadores de convecção natural, os evaporadores de convecção

forçada apresentam as seguintes vantagens:

Mais compactos (menores dimensões);

Maior facilidade de instalação;

Proporcionam uma temperatura do ar mais uniforme;

Permitem regular o grau de humidade relativa.

A regulação do grau de humidade relativa é de importância fundamenta e pode obter-se

através dos seguintes métodos:

Colocação de deflectores na zona de saída do evaporador;

Variação da inclinação das pás do ventilador;

Variação da velocidade do motor de accionamento do ventilador.

Nos evaporadores de convecção forçada a distância entre alhetas é menor do que nos

evaporadores de convecção natural. Por este motivo, de modo a evitar-se a formação de

gelo, a diferença entre as temperaturas do ar e de evaporação do fluido refrigerante deve

ser menor, o que conduz a um aumento do grau de humidade. Assim, para instalações

onde se pretendam temperatura do ar compreendidas entre 0 e +4 ºC o espaçamento

entre alhetas é da ordem de 7 mm. Quando se pretendam atingir temperaturas negativas


111


este espaçamento deverá ser maior podendo atingir-se o 14 mm. Em instalações de ar

condicionado, onde se pretendem temperaturas relativamente altas, este espaçamento

pode ser reduzido para cerca de 3 mm.

Em evaporadores para arrefecimento de ar a diferença entre a temperatura média do ar e

a temperatura de evaporação do fluido refrigerante depende, principalmente, do grau de

humidade que se pretende no interior da câmara frigorífica, verificando-se, na prática,

que varia entre 5 e 15 ºC.

As principais formas construtivas que os evaporadores do tipo seco arrefecedores de ar

normalmente apresentam são: de parede, de parede tipo coluna e horizontal de tecto.

6.5. EVAPORADORES ARREFECEDORES DE LÍQUIDOS

Quanto ao tipo de alimentação os evaporadores arrefecedores de líquidos podem ser:

Evaporadores do tipo seco;

Evaporadores do tipo inundado.

Nos evaporadores do tipo seco de corpo cilíndrico e feixe tubular arrefecedores de

líquidos o fluido refrigerante a evaporar circula no interior do feixe tubular e o líquido a

arrefecer circula no seu exterior (entre o feixe tubular e o corpo cilíndrico). Tal como é

normal, nos evaporadores do tipo seco, a alimentação de fluido refrigerante a estes

evaporadores é controlada por uma válvula expansora termostática.

Na figura 6.7 representa-se um evaporador do tipo seco de corpo cilíndrico e feixe

tubular para arrefecimento de líquidos.

Fig. 6.7: Evaporador tipo seco de corpo cilíndrico e feixe tubular arrefecedor de líquidos

Nos evaporadores do tipo inundado de corpo cilíndrico e feixe tubular arrefecedores de

líquidos o fluido refrigerante a evaporar circula no exterior do feixe tubular (entre o

feixe tubular e o corpo cilíndrico) e o líquido a arrefecer no interior dos tubos, ou seja o

líquido a arrefecer encontra-se totalmente envolvido pelo fluido refrigerante. Tal como é

normal, nos evaporadores do tipo inundado, a alimentação de fluido refrigerante é

controlada por um regulador de nível.

Na figura 6.8 representa-se um evaporador do tipo inundado de corpo cilíndrico e feixe

tubular para arrefecimento de líquidos.


112


Fig. 6.8: Evaporador tipo inundado de corpo cilíndrico e feixe tubular arrefecedor de líquidos

Tal como os condensadores, os evaporadores de tubos coaxiais arrefecedores de

líquidos consistem em dois tubos concêntricos, circulando os dois fluidos em

contracorrente, o que proporciona coeficientes globais de transmissão de calor elevados.

Normalmente o fluido a arrefecer escoa-se no tubo interior, enquanto o fluido

refrigerante se escoa no espaço anular.

Os arrefecedores de líquidos de tubos coaxiais a presentam a limitação de ocuparem

muito espaço, pelo que apenas se utilizam em aplicações muito especiais.

Na prática, em evaporadores para arrefecimento de líquidos verifica-se que a diferença

entre a temperatura média do líquido e a temperatura de evaporação do fluido

refrigerante é da ordem de 5 a 10 ºC.

6.6. CAPACIDADE DE UM EVAPORADOR

A selecção do evaporador mais adequado para uma instalação frigorífica passa pelo

conhecimento da quantidade de calor, por unidade de tempo, que é necessário retirar ao

meio a arrefecer (potência frigorífica), a qual, por sua vez, é função de:

Geometria do evaporador;

Propriedades dos materiais envolvidos;

Fluido refrigerante utilizado ou a utilizar;

Temperatura e tipo de fluido a arrefecer;

Cargas térmicas envolvidas.

Assim, tomando como referência o meio a arrefecer, a potência frigorífica é dada por:

Onde U representa o coeficiente global de transmissão de calor, A a área de permuta de

calor e LMTD a diferença média logarítmica de temperaturas, entre as do meio a

arrefecer e as do fluido refrigerante.

O coeficiente global de transmissão de calor é, normalmente, fornecido pelo

fabricante e é função dos coeficientes de convecção interior e exterior, da

condutibilidade e espessura dos tubos, da resistência térmica devido à película de óleo

lubrificante no interior dos tubos e, nos evaporadores arrefecedores de ar funcionando

com temperaturas inferiores a 0 ºC, da resistência térmica devido à eventual formação

de gelo na superfície exterior do evaporador.


113


As resistências térmicas motivadas pela convecção exterior e pela formação de gelo são

as mais importantes, podendo reduzir substancialmente o coeficiente global de

transmissão de calor.

Por este motivo, enquanto num evaporador de corpo cilíndrico e feixe tubular

arrefecedor de líquidos o coeficiente global de transmissão de calor é da ordem de 400

W/m2K, num evaporador arrefecedor de ar com convecção forçada e tubos lisos o seu

valor é da ordem de 40 W/m2K e num arrefecedor de ar com convecção natural não

excederá normalmente 20 W/m2K.

Os valores normalmente adoptados para o coeficiente global de transmissão de calor

(W/m2K) são os seguintes:

Evaporador de corpo cilíndrico e feixe tubular, tipo inundado: 280 a 850;

Evaporador arrefecedor de salmoura, submerso: 170 a 560;

Evaporador arrefecedor de água corpo cilíndrico e feixe tubular: 280 a 650;

Evaporador arrefecedor de água, tubos coaxiais: 280 a 850;

Evaporador arrefecedor de salmoura, tubos coaxiais: 280 a 710.

Para um evaporador do tipo seco, arrefecedor de ar, convecção forçada, tubo simples,

10 mm de diâmetro, espaçamento entre tubos 25 mm, espaçamento entre alhetas 8 mm,

funcionando com um sobreaquecimento de 3 ºC, tem-se:

Velocidade do ar 1 m/s: U = 20 kcal/h m2ºC

Velocidade do ar 4 m/s: U = 39 kcal/h m2ºC

Para um evaporador do tipo inundado, circulação forçada, arrefecedor de água, tubos

horizontais, funcionando com uma temperatura de evaporação de 5 ºC, tem-se:

Velocidade do fluido refrigerante 0,8 m/s (R12): U = 600 a 715 kcal/hm2ºC



A diferença média logarítmica de temperaturas, entre as temperaturas do fluido a

arrefecer e as temperaturas do fluido refrigerante, depende, fundamentalmente, do tipo

de evaporador e do arranjo dos escoamentos dos fluidos. Para arrefecimento de líquidos

são normais valores da ordem de 5 ºC e para o arrefecimento do ar são normais valores

compreendidos entre 5 e 10 ºC.

A capacidade do evaporador aumenta sempre que a diferença entre as temperaturas do

fluido a arrefecer e do fluido refrigerante aumenta. O aumento desta diferença de

temperaturas pode conseguir-se através das seguintes acções:

Diminuição da pressão de evaporação;

Aumento da temperatura do fluido a arrefecer;

Aumento do caudal de fluido a arrefecer.

É assim possível concluir que a temperatura de evaporação aumenta quando a

temperatura de entrada do fluido a arrefecer ou o seu caudal aumentam. Inversamente, a

temperatura de evaporação diminui quando a temperatura de entrada do fluido a

arrefecer ou o seu caudal diminuem.


114


O caudal volumétrico de fluido a arrefecer através do evaporador é dado por:

Onde representa a potência frigorífica, a massa específica do fluido a arrefecer, c o

calor específico do fluido a arrefecer e a diferença entre as temperaturas de entrada e

de saída, no evaporador, do fluido a arrefecer.

É de notar que o aumento da capacidade de um evaporador pressupõe que é possível

evaporar uma maior quantidade de fluido refrigerante, por unidade de tempo. Para um

compressor, funcionando a velocidade constante, o aumento da quantidade de fluido

refrigerante evaporado implica um aumento da pressão de aspiração e,

consequentemente, uma diminuição da capacidade do compressor, ou seja quando a

capacidade do evaporador aumenta a capacidade do compressor diminui.

6.7. CURVAS CARACTERÍSTICAS

A curva característica (curva de funcionamento) de um evaporador obtém-se

através da potência do evaporador (potência frigorífica) e tem a forma apresentada na

figura 6.9, onde representa a temperatura de evaporação e a temperatura do fluido

a arrefecer à entrada do evaporador.

Fig. 6.9: Curva característica de um evaporador

Como se pode constatar, esta curva de funcionamento não é perfeitamente linear, pois

para potências frigoríficas muito reduzidas o valor do coeficiente global de transmissão

de calor é variável.

No caso de existirem descongelações (linha a traço interrompido) deve adoptar-se um

valor médio de funcionamento, o qual será inferior ao valor fornecido pelo fabricante

para funcionamento acima de 0 ºC.

Na figura 6.10 apresentam-se as curvas de variação da potência frigorífica de um

evaporador, arrefecedor de água, com caudal constante, em função da temperatura de

evaporação e das temperaturas de entrada e de saída de água no evaporador.


115


Fig. 6.10: Variação da potência frigorífica com as temperaturas do fluido a arrefecer

Como se pode constatar, se a diferença entre as temperaturas da água e do fluido

refrigerante (temperatura de evaporação) diminuir também diminui a capacidade do

evaporador.

6.8. SISTEMAS DE DESCONGELAÇÃO

Em algumas instalações frigoríficas o ar ao atravessar o evaporador é arrefecido até uma

temperatura inferior à sua temperatura de orvalho, dando-se a condensação da humidade

nele contida que se deposita sobre a superfície exterior do evaporador.

Quando a temperatura do evaporador é inferior à temperatura de congelação a água

congela aderindo ao tubular e/ou alhetas originando uma diminuição da potência

frigorífica da instalação principalmente devido a:

Diminuição da secção da passagem do ar;

Isolamento térmico do evaporador.

Este facto verifica-se para temperaturas de evaporação inferiores a cerca de 1,5 ºC, pelo

que nestas situações deve prever-se um mecanismo que permita a eliminação periódica

da referida camada de gelo, o que se consegue provocando a sua fusão através de um

aumento da temperatura do evaporador. É de notar que a água resultante da

descongelação (fusão do gelo) deve ser totalmente drenada para o exterior.

O efeito isolante do gelo é variável. O gelo puro tem cerca de 20 % do valor isolante da

cortiça. A humidade congelada sobre a superfície exterior das serpentinas que

constituem o evaporador pode conter uma quantidade variável de ar o que aumenta,

ainda mais, o seu poder isolante. Para evaporadores que não estejam especialmente

preparados para permitirem uma elevada formação de gelo, a sua potência pode reduzir-

se em mais do que 25 % se o intervalo entre descongelações for cerca de 8 horas.

Numa instalação frigorífica a frequência das descongelações é função de:

Tipo de evaporador;

Natureza da instalação;

Método de descongelação adoptado.


116


Existem os seguintes métodos para descongelação de evaporadores:

Natural;

Adição de calor suplementar.

É de notar que a descongelação por adição de calor suplementar é muito mais rápida do

que a descongelação natural, o que significa um período de inactividade muito menor

(maior número de horas de funcionamento).

Nestes sistemas o período de funcionamento a considerar é de 18 ou mesmo 20 em cada

24 horas, dependendo da frequência dos ciclos de descongelação necessários a cada

evaporador.

De acordo com a fonte térmica utilizada, o método de adição de calor suplementar pode

dividir-se em:

Descongelação por água;

Descongelação por resistência eléctrica;

Descongelação por gás quente.

Independentemente do método utilizado, durante a descongelação deve-se:

Cortar a alimentação de fluido refrigerante ao evaporador;

Parar a ventilação (evitando-se que o calor produzido se propague para o interior

da câmara).

No sistema de descongelação natural é necessário que o evaporador fique desactivado

durante um período que permita o aumento da sua temperatura a um nível superior ao

do ponto de fusão do gelo.

A elevação de temperatura e a duração do período de repouso do evaporador varia de

instalação para instalação e com a frequência da descongelação, contudo, em virtude do

calor necessário para fundir o gelo ser proveniente do ar em circulação, a temperatura

do meio a arrefecer deverá poder subir até cerca de 3 a 4,5 ºC (nível de temperatura

necessário para derreter o gelo).

Assim, a descongelação natural não se deve aplicar a instalações cuja temperatura

prevista para o meio a arrefecer seja inferior a +1ºC.

Nos evaporadores que funcionam com temperaturas superiores a -40 ºC a

descongelação pode obter-se através da pulverização de água sobre a superfície exterior

das serpentinas que constituem o evaporador. Para evaporadores que funcionam com

temperaturas de evaporação inferiores a -40 ºC a água deve substituir-se por salmoura

ou por uma solução anticongelante.

O sistema de descongelação por resistência eléctrica é frequentemente utilizado em

evaporadores com tubos alhetados e consiste na montagem de resistências eléctricas no

exterior do evaporador.

A descongelação inicia-se fechando a válvula de solenóide, parando os ventiladores e

estabelecendo-se a corrente eléctrica para as referidas resistências. Os principais

problemas inerentes à descongelação por resistência eléctrica são:


117


Aquecimento do fluido refrigerante que possa existir no evaporador;

Possibilidade de permanência das resistências ligadas após terminada a

descongelação.

O método da descongelação por gás quente consiste em utilizar, como fonte de calor, o

vapor sobreaquecido proveniente do compressor para descongelar o evaporador. Este

método de descongelação apresenta as seguintes variantes:

Sistema simples;

Sistema com bateria de reevaporação;

Sistema de inversão de ciclo.

O sistema simples consiste em instalar entre a descarga do compressor e a entrada do

evaporador um by-pass equipado com uma válvula de solenóide a qual permite que o

vapor sobreaquecido, proveniente do compressor, entre directamente no evaporador,

provocando a sua descongelação.

Na figura 6.11 representa-se um sistema de descongelação utilizando um sistema

simples de adição de calor suplementar.

Fig. 6.11: Sistema simples de descongelação

Este processo de descongelação apresenta, no entanto, as seguintes limitações:

Perigo de golpes de líquido na aspiração do compressor;

Como o líquido não vaporiza no evaporador, o caudal de gás quente é muito

limitado.

O sistema com bateria de reevaporação é um dos processos de descongelação de

evaporadores, por gás quente (vapor), mais utilizados em instalações frigoríficas,

nomeadamente quando existem vários evaporadores. Este processo permite descongelar

os vários evaporadores individualmente, ou seja através de manobra de válvulas os

evaporadores que permanecem em funcionamento normal são utilizados como

reevaporadores do fluido refrigerante que se condensa no evaporador que está a cser

descongelado.

Na figura 6.12 representa-se um sistema de descongelação de evaporadores utilizando o

sistema de bateria de reevaporação.


118


Fig. 6.12: Sistema de descongelação por bateria de reevaporação

O sistema de descongelação por inversão de ciclo baseia-se no princípio de

funcionamento da bomba de calor, ou seja durante a descongelação o condensador é

utilizado como bateria de reevaporação do fluido refrigerante e o evaporador é utilizado

como condensador.

Na figura 6.13 representa-se um processo de descongelação de evaporadores por

inversão de ciclo.

6.13: Sistema de descongelação por inversão de ciclo


119


7. DISPOSITIVOS DE LAMINAGEM

Os dispositivos de laminagem são utilizados numa instalação frigorífica para

proporcionarem a perda de carga necessária para baixar a pressão ao fluido refrigerante

de uma forma rápida (sem trocas de calor com o exterior), ou seja mantendo-lhe a

entalpia aproximadamente constante:

Independentemente do seu tipo, os dispositivos de laminagem têm as seguintes funções:

Controlar a quantidade de refrigerante que alimenta o evaporador, de acordo

com as necessidades de produção de frio;

Manter a conveniente diferença de pressões entre os lados da alta (condensador)

e da baixa (evaporador) pressão, de forma que o fluido refrigerante vaporize à

pressão correspondente à temperatura desejada.

Existem os seguintes tipos básicos de dispositivos de laminagem:

Dispositivos de expansão;

Reguladores de nível.

Os dispositivos de expansão, por sua vez, podem classificar-se em:

Tubos capilares;

Válvulas expansoras;

Válvulas de injecção termostática.

De acordo com a forma de accionamento, as válvulas expansoras podem dividir-se em:

Manuais;

Automáticas (pressostáticas);

Termostáticas;

Electrónicas.

De acordo com a forma de accionamento, os reguladores de nível podem dividir-se

em:

Mecânicos;

Termostáticos;

Electrónicos.

7.1. TUBOS CAPILARES

Embora impropriamente assim denominados, pois o fenómeno da capilaridade não

intervém no seu funcionamento, o tubo capilar é o tipo mais simples de dispositivo de

expansão. Consiste, simplesmente, num tubo de pequeno diâmetro (0,5 a 6 mm) e de

grande comprimento (1 a 6 m) que é instalado entre a saída do condensador e a entrada

do evaporador.

A diferença de pressões entre o condensador e o evaporador e o controlo de caudal de

fluido refrigerante no evaporador conseguem-se devido ao grande atrito (perda de

carga) resultante das suas dimensões.


120


Dado que o diâmetro e o comprimento do tubo capilar são constantes, o caudal de fluido

refrigerante é sempre proporcional à diferença entre as pressões de condensação e de

evaporação.

Um tubo de diâmetro muito reduzido pode ser facilmente obstruído por impurezas.

Assim, em instalações de ar condicionado recomenda-se não utilizar diâmetros

interiores inferiores a 1,2 mm. Um tubo demasiado curto tende a inundar de líquido o

compressor durante a paragem da instalação e pode produzir golpes de líquido no

compressor em condições de capacidade máxima. Assim, recomenda-se que o

comprimento mínimo seja de 900 mm.

Sendo a capacidade do tubo capilar igual à capacidade do compressor para um

determinado regime de funcionamento, definido no projecto da instalação, se a

capacidade do tubo capilar for diferente da capacidade do compressor será estabelecido

um equilíbrio diferente do previsto (diferente das condições de projecto).

Se a perda de carga provocada no fluido refrigerante for demasiadamente elevada

(comprimento excessivo e/ou diâmetro muito reduzido), o evaporador será

deficientemente alimentado, dando-se uma acumulação de fluido refrigerante no

condensador, pelo que:

A pressão de condensação aumenta;

A pressão de evaporação diminui.

Estas variações das pressões de condensação e de evaporação, relativamente às

condições de projecto, tendem a aumentar a capacidade do tubo capilar e a reduzir a

capacidade do compressor até se igualarem, o que, evidentemente, ocorrerá para

condições inferiores às pretendidas.

Uma perda de carga demasiadamente baixa (diâmetro excessivo e/ou comprimento

muito reduzido) originará:

Alimentação do evaporador com excesso de refrigerante, correndo-se o risco de

golpes de líquido na aspiração do compressor;

Condensação deficiente. Não havendo fluido refrigerante condensado na parte

final do condensador, o evaporador é ali8mentado com fluido refrigerante não

condensado, o que reduzirá a capacidade da instalação.

Como as instalações frigoríficas que utilizam tubo capilar não possuem depósito de

líquido, uma correcta carga de fluido refrigerante é extraordinariamente importante para

o bom funcionamento da instalação.

Estes dispositivos de expansão são normalmente utilizados em refrigeração doméstica e

comercial de pequena dimensão (frigoríficos domésticos, arcas congeladoras e pequenas

instalações de ar condicionado) caracterizada por possuir:

Compressores herméticos;

Cargas térmicas pouco variáveis.

É assim possível concluir que numa instalação frigorífica que utilize tubo capilar, como

dispositivo de expansão, só funcionará com rendimento máximo nas condições de

projecto. Em todas as outras condições de funcionamento o rendimento da instalação


121


será inferior ao previsto, no entanto pode considerar-se que, dentro de certos limites, o

tubo capilar se autocompensa dando resultados satisfatórios dentro de uma gama

razoável de condições de funcionamento.

O tubo capilar apresenta as seguintes vantagens:

Simplicidade (não contém partes móveis);

Baixo custo;

Permitem a equalização das pressões do sistema durante as paragens (motor de

accionamento do compressor pode ter baixo binário de arranque);

Exigem cargas de refrigerante relativamente pequenas.

O tubo capilar apresenta, no entanto, as seguintes limitações:

Impossibilidade de regulação que permita satisfazer distintas condições de carga

térmica (diferentes condições de funcionamento da instalação);

Risco de obstruções;

Exigência de uma carga de fluido refrigerante dentro de apertados limites;

Redução da eficiência para qualquer variação da carga térmica ou da

temperatura de condensação.

7.2. VÁLVULAS EXPANSORAS MANUAIS

As válvulas expansoras manuais são válvulas de agulha comandadas manualmente,


Fig. 7.1: Válvula expansora manual

Nestas válvulas o caudal de fluido refrigerante é função de:

Diferença de pressões entre o condensador e o evaporador;

Maior ou menor abertura do orifício de passagem da válvula.

Estas válvulas apresentam as seguintes limitações:

Não respondem a variações de carga, pelo que sempre que esta varia têm que ser

ajustadas manualmente de modo a evitar-se a subalimentação ou

sobrealimentação do evaporador;

Devem fechar-se sempre que se pare o compressor.

Dados os inconvenientes referidos, a utilização destas válvulas está praticamente

abandonada como válvulas expansoras. Actualmente, estas válvulas são utilizadas como

dispositivos de controlos auxiliares de fluido refrigerante ou para controlar o caudal de

óleo lubrificante proveniente do separador de óleo.


122


7.3. VÁLVULAS EXPANSORAS AUTOMÁTICAS

As válvulas expansoras automáticas caracterizam-se por manterem a pressão

constante a jusante (no evaporador). A manutenção da pressão constante é conseguida

através da acção simultânea de duas forças opostas: a pressão no evaporador e a pressão

da mola.

A pressão de evaporação é aplicada na parte inferior do diafragma e tem tendência

a fechar a válvula, enquanto a pressão da mola , actuando no lado oposto do

diafragma, tem tendência a abrir a válvula. Quando a pressão de evaporação diminui, a

válvula tem tendência a abrir.

A variação da pressão de fecho ou de abertura da válvula (variação da pressão de

evaporação) obtém-se rodando o parafuso de regulação da mola. Se o parafuso for

rodado no sentido contrário ao do movimento dos ponteiros do relógio altera-se a

regulação da válvula para uma pressão mais baixa, ou seja para uma temperatura de

evaporação menor.

Na figura 7.2 representa-se, esquematicamente, o princípio de funcionamento de uma

válvula expansora automática.

Fig. 7.2: Princípio de funcionamento de uma válvula expansora automática

Na figura 7.3 representa-se, em corte, a constituição de uma válvula expansora

automática.

Fig. 7.3: Constituição de uma válvula expansora automática

A principal vantagem das válvulas expansoras automáticas é que fecham

completamente quando o compressor pára e permanecem fechadas até que o compressor

arranque novamente.


123


As principais limitações das válvulas expansoras automáticas são:

Baixo rendimento para elevadas cargas térmicas, exactamente quando se

pretende obter o máximo rendimento da instalação, ou seja, para cargas térmicas

elevadas, provocam um deficiente rendimento do evaporador, pois ao

diminuírem o caudal de fluido refrigerante originam a existência de uma maior

quantidade de vapor no evaporador;

Dado que devem ser reguladas para a temperatura correspondente à camara de

menor temperatura ambiente, funcionam como limitadoras de pressão, não

permitindo utilizar o elevado rendimento do compressor com pressões elevadas

que, normalmente, existiriam se o evaporador fosse totalmente alimentado;

Só podem ser utilizadas em instalações com um único evaporador, não sendo

possível a utilização de um pressostato de baixa pressão para controlar o

arranque e a paragem do compressor.

Dadas as suas características, as válvulas expansoras automáticas são actualmente

pouco utilizadas, estando a sua aplicação limitada a pequenas instalações frigoríficas

com reduzidas variações de carga.

7.4. VÁLVULAS EXPANSORAS TERMOSTÁTICAS

7.4.1. PRINCÍPIO DE FUNCIONAMENTO. CLASSIFICAÇÃO

Contrariamente às válvulas expansoras automáticas, as quais, independentemente das

condições de carga, mantêm uma pressão de evaporação constante à custa de uma

subalimentação do evaporador, as válvulas expansoras termostáticas mantêm um grau

de sobreaquecimento constante à saída do evaporador, o que permite mantê-lo

permanente e perfeitamente alimentado, qualquer que seja a condição de carga da

instalação, sem que se corra o risco de chegada de líquido refrigerante ao compressor.

Devido ao seu alto rendimento, as válvulas expansoras termostáticas são, actualmente, o

tipo de dispositivos de expansão mais utilizados, preferencialmente com instalações

frigoríficas de expansão directa.

Fig 7.4: Forças actuantes numa válvula expansora termostática

Conforme se representa na figura 7.4, o funcionamento das válvulas expansoras

termostáticas baseia-se no equilíbrio entre as seguintes três forças:

Pressão ( ) exercida pelo fluido existente no bolbo (colocado depois do

evaporador), que actua na face superior do diafragma e que é função da

temperatura a que se encontra o referido fluido (carga termostática do bolbo) e

tem tendência a abrir a válvula;


124


Pressão de evaporação, que actua na face inferior do diafragma e tem

tendência a fechar a válvula;

Pressão exercida pela mola, que actua na face inferior do diafragma e tem

tendência a fechar a válvula

As válvulas expansoras termostáticas têm o bolbo montado imediatamente depois do

evaporador e abrem à medida que o sobreaquecimento aumenta. Assim, a pressão

exercida na zona superior do diafragma aumenta com a temperatura do fluido existente

no bolbo e a pressão exercida na zona inferior do diafragma aumenta com a temperatura

de evaporação. A diferença de pressões correspondente ao sobreaquecimento do fluido

refrigerante produz uma força que terá tendência a abrir a válvula, contrariando a acção

da mola. Se a diferença de pressões (sobreaquecimento) é superior à força da mola, a

válvula abre. Rodando o parafuso de regulação da mola da válvula, no sentido dos

ponteiros do relógio, aumenta-se a tensão na mola e, consequentemente, o valor do

sobreaquecimento no evaporador necessário para abrir a válvula.

Na figura 7.5 representa-se, esquematicamente, o funcionamento de uma válvula

expansora termostática

Fig. 7.5: Funcionamento de uma válvula expansora termostática

As linhas e representam as curvas de variação das pressões de evaporação e de da

carga termostática com as respectivas temperaturas. A linha representa a curva

de variação da pressão de evaporação, deslocada de um valor aproximadamente

constante, correspondente à pressão da mola (regulada pelo fabricante) com a

temperatura.

Para uma dada temperatura de evaporação e para uma dada temperatura do fluido

existente no bolbo estabelecer-se-á um certo equilíbrio entre as forças


125


correspondentes à pressão , que actuam na zona inferior do diafragma, e a força

correspondente à pressão , que actua na zona superior do diafragma.

Verifica-se assim que a válvula expansora termostática é accionada pela diferença entre

a temperatura do bolbo e a temperatura de evaporação , onde:

Representa o sobreaquecimento estático da válvula, o qual se verifica ser

aproximadamente constante para toda a faixa de funcionamento da válvula, ou seja

independentemente da temperatura de evaporação, a válvula expansora termostática

regulará a entrada de refrigerante no evaporador de modo que o sobreaquecimento se

mantenha no valor pretendido, de acordo com a regulação da tensão da mola, ou seja:

Para: a válvula fecha

a válvula abre

a válvula mantém-se em equilíbrio

Face ao exposto é possível concluir que:

Para uma temperatura de evaporação constante a modificação da pressão da

mola origina uma alteração do sobreaquecimento. Ou seja o sobreaquecimento

será tanto maior quanto maior for a pressão da mola;

Para uma mesma carga térmica (pressão de evaporação constante) e para uma

pressão da mola constante, a abertura ou fecho da válvula apenas pode ser obtido

por variação da temperatura do fluido existente no bolbo;

A pressão (temperatura) média de evaporação diminui ao mesmo tempo que

diminui a temperatura do fluido que se pretende arrefecer;

Independentemente das condições de funcionamento da instalação, consegue-se

um sobreaquecimento aproximadamente constante do fluido refrigerante à saída

do evaporador.

As válvulas expansoras termostáticas podem classificar-se de acordo com os seguintes

critérios:

Equalização de pressões;

Carga termostática;

Limitação de pressão;

Orifício calibrado.

Quanto à equalização de pressões, as válvulas expansoras termostáticas podem

classificar-se em;

Válvulas com equalização interna de pressões;

Válvulas com equalização externa de pressões.

Quanto à carga termostática do bolbo, as válvulas expansoras termostáticas podem

classificar-se em:

Carga directa (válvulas com carga termostática normal);

Carga indirecta (válvulas com carga termostática cruzadas).

Quanto à limitação de pressão, as válvulas expansoras termostáticas podem classificar-

se em:


126


Sem limitação de pressão;

Com limitação de pressão.

O tipo de carga termostática traduz-se no tipo de resposta da válvula. Geralmente, o

fluido utilizado como agente refrigerante é o mesmo que é utilizado na carga

termostática do bolbo, no entanto é possível existirem fluidos diferentes (agente

refrigerante diferente da carga termostática do bolbo), os quais são função da aplicação

e do campo de temperaturas pretendido. Para a selecção da carga termostática do bolbo

deve ter-se em atenção as necessidades da instalação frigorífica e as recomendações do

fabricante, de modo a obter-se o rendimento máximo.

7.4.2. VÁLVULAS EXPANSORAS TERMOSTÁTICAS COM EQUALIZAÇÃO

INTERNA DE PRESSÕES

Na figura 7.6 representa-se, esquematicamente, uma válvula expansora termostática

com equalização interna de pressões, bem como um esquema simplificado de um

evaporador alimentado por uma destas válvulas.

Fig. 7.6: Válvula expansora termostática com equalização interna de pressões

A abertura das válvulas expansoras termostáticas com equalização interna de

pressões é controlada por:

Pressão exercida pelo bolbo, transmitida à válvula através do tubo capilar ,

que actua na zona superior do diafragma e que é determinada pela temperatura

do fluido existente no bolbo;

Pressão à saída da válvula expansora termostática , que actua na zona

inferior do diafragma e que corresponde à entrada do evaporador;

Pressão da mola , que actua na zona inferior do diafragma e que pode ser

ajustada manualmente.

É de notar que uma válvula expansora termostática com equalização interna de pressões

pode tolerar uma perda de carga no evaporador tanto mais pequena quanto menor for a

temperatura de evaporação.


127


7.4.3. VÁLVULAS EXPANSORAS TERMOSTÁTICAS COM EQUALIZAÇÃO

EXTERNA DE PRESSÕES

Na figura 7.7 representa-se, esquematicamente, uma válvula expansora termostática

com equalização externa de pressões, bem como um esquema simplificado de um

evaporador alimentado por uma destas válvulas.

Fig. 7.6: Válvula expansora termostática com equalização externa de pressões

A abertura das válvulas expansoras termostáticas com equalização externa de

pressões é controlada por:

Pressão exercida pelo bolbo, transmitida à válvula através do tubo capilar ,

que actua na zona superior do diafragma e que é determinada pela temperatura

do fluido existente no bolbo;

Pressão à saída do evaporador , que actua na zona inferior do

diafragma e que corresponde à pressão à entrada do evaporador menos a perda

de carga no evaporador (pressão à saída do evaporador);

Pressão da mola , que actua na zona inferior do diafragma e que pode ser

ajustada manualmente.

O facto das válvulas expansoras termostáticas com equalização externa de pressões

serem actuadas pela pressão à saída do evaporador origina que a quantidade de líquido

refrigerante introduzido no evaporador seja maior bem como a sua capacidade, pois

para sobreaquecer o vapor utiliza-se uma menor superfície do evaporador.

Na figura 7.8 representa-se uma válvula expansora termostática com equalização

externa de pressões alimentando, através de um distribuidor de líquido, um evaporador

com várias secções em paralelo.

Fig. 7.8: Montagem de uma válvula expansora termostática com equalização externa de pressões


128


Relativamente às válvulas expansoras termostáticas com equalização externa de

pressões é possível concluir que:

São especialmente indicados para alimentarem evaporadores com elevadas

perdas de carga, como é o caso dos evaporadores com distribuidor de líquido,

pois permitem anular a influência da perda de carga na alimentação do

evaporador;

Se o equalizador externo não for ligado não é possível obter um correcto

funcionamento da válvula.

O distribuidor de líquido tem por finalidade assegurar uma distribuição uniforme de

fluido refrigerante às várias secções do evaporador. Assim, o distribuidor de líquido

deve ser montado de modo que a circulação de fluido refrigerante se efectue segundo

uma direcção vertical, evitando-se que a força da gravidade afecte significativamente a

distribuição de líquido.

Quando se utilizam distribuidores de líquido, todas as secções do evaporador devem ser

dimensionadas de forma a apresentarem caudais iguais.

7.4.4. VÁLVULAS EXPANSORAS TERMOSTÁTICAS COM CARGA

NORMAL

Nas válvulas expansoras termostáticas com carga normal ou convencional

líquido/vapor, a carga termostática do bolbo é composta pelo mesmo fluido que circula

na instalação frigorífica como agente refrigerante.

Dado que a quantidade de fluido e o volume do bolbo são tais que garantem a presença

de líquido no bolbo, independentemente da sua temperatura, a pressão exercida pelo

vapor que está no interior do bolbo e transmitida à válvula através de capilar, é igual à

pressão de saturação correspondente à temperatura do fluido refrigerante à temperatura

de saída do evaporador.

Na figura 7.9, para uma válvula expansora termostática com carga normal, representa-se

a curva pressão/temperatura do fluido existente no interior do bolbo, a qual é

coincidente com a curva pressão/temperatura do agente refrigerante.

Fig. 7.9: Característica de uma válvula expansora termostática com carga normal


129


As válvulas expansoras termostáticas com carga normal apresentam as seguintes

vantagens:

Independentemente da temperatura ambiente, controlam sempre a alimentação

de fluido refrigerante ao evaporador;

Numa faixa relativamente grande de temperaturas mantêm, à saída do

evaporador, um sobreaquecimento aproximadamente constante;

Mesmo para baixas temperaturas de evaporação, permitem que a potência

frigorífica seja máxima;

Reduzem ao mínimo as oscilações de temperaturas do sistema.

As válvulas expansoras termostáticas com carga normal, embora assegurem uma eficaz

utilização de todo o evaporador pois, independentemente da pressão de evaporação,

mantêm o evaporador cheio de fluido refrigerante, apresentam no entanto as seguintes

limitações:

Proporcionam pressões de evaporação excessivas durante os períodos de maior

carga térmica, podendo originar sobrecarga do motor eléctrico;

Têm tendência para abrir demasiado (sobrealimentação do evaporador) durante

os períodos de arranque da instalação frigorífica, podendo originar golpes de

líquido na aspiração do compressor;

Após a paragem do compressor, se o bolbo estiver a uma temperatura

relativamente alta, pode-se originar uma pressão que provoque a abertura da

válvula e permita a passagem de líquido para o evaporador e, consequentemente,

para o compressor.

7.4.5. VÁLVULAS EXPANSORAS TERMOSTÁTICAS COM CARGAS

CRUZADAS

Embora as válvulas expansoras termostáticas com carga normal (o fluido da carga

termostática do bolbo é igual a agente refrigerante) sejam adequadas para a grande

maioria das aplicações em médias e baixas temperaturas de evaporação, normalmente

são inadequadas para muito baixas temperaturas de evaporação.

Seja a curva pressão/temperatura representada na figura 7.9 (válvula expansora

termostática com carga normal). À medida que a temperatura desce a variação de

pressão por unidade de temperatura vai sendo cada vez menor, ou seja o valor do

sobreaquecimento necessário para actuar a válvula vai aumentando à medida que a

temperatura de evaporação vai diminuindo.

Verifica-se assim que quando a carga termostática do bolbo é igual ao fluido

refrigerante o sobreaquecimento necessário para accionar a válvula resulta excessivo

para muito baixas temperaturas de evaporação, tendo como consequência que o

evaporador não é completamente utilizado.

Para muito baixas temperaturas de evaporação (até cerca de -75 ºC) é aconselhável a

utilização de válvulas expansoras termostáticas cuja carga termostática do bolbo seja

um fluido distinto do agente refrigerante da instalação frigorífica, com uma temperatura

de vaporização mais baixa. Consegue-se assim uma maior variação de pressão no


130


interior do bolbo por unidade de temperatura de evaporação, o que permite ajustar a

válvula expansora para o sobreaquecimento desejado.

Na figura 7.10, para uma válvula expansora termostática com cargas cruzadas,

representam-se as curvas pressão/temperatura do fluido existente no interior do bolbo e

do agente refrigerante da instalação.

Fig. 7.10: Característica de uma válvula expansora termostática com cargas cruzadas

As válvulas expansoras termostáticas cujas cargas termostáticas dos bolbos são

diferentes do agente refrigerante da instalação frigorífica são denominadas válvulas de

carga cruzadas, pois a linha pressão/temperatura do fluido existente no interior do bolbo

cruza a linha pressão/temperatura do agente refrigerante da instalação frigorífica.

Devido à necessidade de sobreaquecimentos mais elevados, para altas temperaturas de

evaporação, a válvula expansora termostática de cargas cruzadas tem um efeito

limitador de pressão, o que permite um certo grau de protecção contra sobrecargas do

motor eléctrico e contra golpes de líquido na aspiração do compressor durante a fase de

arranque. Por este motivo, estas válvulas são igualmente utilizadas em altas

temperaturas de evaporação, onde seja admissível a variação do sobreaquecimento.

Nestes casos são, normalmente preferíveis as válvulas com carga MOP (limitação de

pressão).

As válvulas expansoras termostáticas com cargas cruzadas apresentam as seguintes

vantagens:

As flutuações do sistema ficam muito reduzidas pois a curva

pressão/temperatura é diferente da curva do agente refrigeração do sistema (a

reacção face a variações da pressão de aspiração ou a variações da temperatura

do bolbo é muito mais elevada);

Quando o compressor pára a válvula fecha rapidamente. Isto deve-se ao facto da

pressão que tende a fechar a válvula (pressão de evaporação) aumentar muito

mais rapidamente do que a pressão no bolbo;

Originam um binário de arranque do compressor mais baixo;

Evitam golpes de líquido na aspiração do compressor;

Permitem uma rápida diminuição da pressão de aspiração do compressor, pois

para altas temperaturas de evaporação a válvula origina um maior

sobreaquecimento. Quando a pressão de evaporação tende a diminuir, até ao seu


131


valor normal, o sobreaquecimento reduz-se gradualmente aproveitando ao

máximo a superfície do evaporador.

7.4.6. VÁLVULAS EXPANSORAS TERMOSTÁTICAS COM LIMITAÇÃO DE

PRESSÃO

As dificuldades apresentadas pelas válvulas expansoras termostáticas com carga normal

podem ser atenuadas equipando-as com dispositivos limitadores de pressão, os quais

actuam por estrangulamento do caudal de refrigerante que alimenta o evaporador.

A limitação de pressão das válvulas expansoras termostáticas pode ser feita por:

Meios mecânicos (normalmente molas de compensação);

Elementos termostáticos com cargas de líquido reduzidas, normalmente

conhecidas por cargas de gás, cargas de vapor ou cargas MOP (Maximum

Operating Pressure).

Em certas instalações frigoríficas, onde se verifica com pouca frequência o

arrefecimento de um fluido inicialmente a temperaturas elevadas (depois de reparações

ou descongelações), é conveniente utilizar válvulas expansoras termostáticas com uma

gama de trabalho limitada, pois é mais económico utilizar um motor de accionamento

do compressor de menor dimensão (de acordo com a carga à temperatura de evaporação

correspondente ao regime normal do fluido a arrefecer). Com uma válvula com carga

termostática normal, na fase de arrefecimento inicial, o motor de accionamento do

compressor entraria em sobrecarga e poderia queimar-se.

Para eliminar este risco utiliza-se, normalmente, uma válvula com carga MOP, a qual só

começa abrir a uma temperatura de evaporação relativamente baixa, denominada

temperatura de MOP ( ), pois a carga termostática do bolbo está preparada para

produzir uma inflexão na curva de pressão-temperatura ( ), conforme se representa na

figura 7.11.

Fig. 7.11: Válvula expansora termostática com carga MOP


132


A diferença fundamental entre cargas termostáticas normais e cargas MOP reside,

fundamentalmente, na quantidade de fluido (refrigerante) existente no interior dos

respectivos bolbos. Enquanto nas cargas termostáticas normais a quantidade de líquido

contida no elemento termostático (bolbo) é suficiente para garantir a sua presença,

independentemente da temperatura de evaporação, nas cargas termostáticas MOP a

quantidade de líquido existente no interior do elemento termostático (bolbo) está

limitada de forma que a uma temperatura pré-determinada ( ) todo o líquido

vaporiza, ou seja a carga termostática é tal que para uma determinada temperatura do

bolbo todo o líquido se evapora e, se a temperatura continuar a aumentar, a pressão no

interior do bolbo praticamente não varia, originando um corte na passagem de fluido

refrigerante para o evaporador e, consequentemente, uma limitação da pressão de

evaporação.

Assim, para temperaturas do bolbo superiores a estas válvulas não têm,

praticamente, influência sobre a pressão, pois a limitação de pressão existente no

elemento termostático limita, automaticamente, a pressão de evaporação, pois o

equilíbrio da válvula somente se verifica quando a pressão no bolbo ( ) é igual à soma

da pressão de evaporação ( ) mais a pressão da mola ( ), ou seja para temperaturas de

evaporação ( ) superiores a o sobreaquecimento estático torna-

se de tal modo elevado que impede a abertura da válvula. A válvula manter-se-á fechada

até que o compressor reduza a pressão de evaporação ( ) para um valor inferior à

temperatura .

Numa válvula expansora termostática com limitação de pressão por carga MOP

verifica-se normalmente:

Onde representa a temperatura de evaporação da válvula equivalente com carga

termostática normal.

É assim possível concluir que as válvulas expansoras termostáticas com limitação de

pressão por carga MOP apresentam as seguintes vantagens:

Proporcionam elevadas velocidades de resposta, pois o bolbo possui uma inércia

térmica muito baixa;

Ao limitarem o valor da pressão máxima de aspiração protegem os motores

eléctricos de accionamento dos compressores de sobrecargas;

Fecham completamente após aparagem do compressor. De facto, o aumento

gradual da temperatura de evaporação e do bolbo originam que a carga

termostática do bolbo se evapore completamente e, ao aumentar mais a sua

pressão, a válvula, devido à acção da mola, fecha completamente evitando a

aspiração de líquido pelo compressor na altura do arranque.

Estas válvulas apresentam no entanto as seguintes limitações:

A pressão máxima de aspiração varia proporcionalmente com o ajuste do

sobreaquecimento;

Devido à limitada quantidade de líquido existente no bolbo, é necessário que o

diafragma e o tubo capilar se encontrem a uma temperatura superior à do bolbo,

a fim de evitar condensações da carga termostática, as quais tornariam

impossível o funcionamento da válvula;


133


A queda de pressão entre a saída da válvula e o evaporador é um factor

importante para o bom funcionamento da válvula, pelo que as cargas MOP

apenas se utilizam em válvulas expansoras termostáticas com equalização

externa de pressões.

7.4.7. SELECÇÃO DE VÁLVULAS EXPANSORAS TERMOSTÁTICAS

Os elementos necessários para a selecção de uma válvula expansora termostática são:

Refrigerante utilizado;

Capacidade do evaporador;

Temperatura de evaporação;

Temperatura de condensação;

Tipo de evaporador (número de circuitos);

Diâmetro e comprimento da linha de líquido;

Diferença de níveis entre o depósito de líquido e o evaporador.

Um dos valores a considerar na selecção de uma válvula expansora termostática é o da

queda de pressão através da válvula. Embora esteja generalizado o conceito de que esta

queda de pressão é a diferença entre as pressões de condensação e de evaporação, a

selecção de uma válvula expansora termostática baseada neste valor corresponderá a um

subdimensionamento, com todos os inconvenientes daí resultantes.

Na determinação da queda de pressão através de uma válvula expansora termostática

deve ter-se em atenção todas as perdas de carga existentes no circuito ou seja:

Onde representa a pressão de condensação, a pressão de evaporação, a perda

de carga na linha de líquido, a perda de carga no filtro secador (da ordem de 0,2

bar), a queda de pressão devido à diferença de níveis entre o depósito de líquido e o

evaporador, a perda de carga no distribuidor de líquido (da ordem de 0,5 bar) e

a perda de carga nos tubos distribuidores (da ordem de 0,5 bar).

Quando a diferença de níveis entre o evaporador e o depósito de líquido é apreciável,

para evitar que a perda de carga origine a vaporização do fluido refrigerante na linha de

líquido, deve existir sempre algum subarrefecimento. No caso deste subarrefecimento

não existir, o valor obtido através de tabelas ou gráficos fornecidos pelos fabricantes

deve ser multiplicado por um factor de correcção.

Em instalações frigoríficas com distribuidor de líquido devem utilizar-se sempre

válvulas expansoras termostáticas com equalização externa de pressões.

Independentemente do fluido refrigerante utilizado e da temperatura de evaporação,

mesmo em evaporadores com um único circuito, sempre que a respectiva perda de carga

seja superior a valores da ordem de 0,3 bar deve, igualmente, utilizar-se válvulas

expansoras termostáticas com equalização externa de pressões.

Sempre que a perda de carga através do evaporador seja desconhecida devem, em regra,

adoptar-se válvulas expansoras termostáticas com equalização externa de pressões.


134


Na figura 7.12 representa-se a variação da capacidade frigorífica de uma válvula

expansora termostática (VET) típica em função das temperaturas de evaporação e de

condensação.

Fig. 7.12: Capacidade de uma VET em função das temperaturas de evaporação e de condensação

Normalmente, os fabricantes de válvulas expansoras termostáticas fornecem a

respectiva capacidade frigorífica em função da queda de pressões e da temperatura de

evaporação em que a válvula vai funcionar, conforme se representa na figura 7.13.

Fig. 7.13: Capacidade de uma VET em função da queda de pressões e da temperatura de evaporação

Para além dos parâmetros anteriormente referidos, os fabricantes de válvulas expansoras

termostáticas fornecem, geralmente, coeficientes de correcção para diferentes valores da

temperatura de condensação, conforme se representa na figura 7.14.

Fig. 7.14: Factores de correcção de uma válvula expansora termostática

Para limitar as grandes diferenças de caudal através de uma válvula expansora

termostática o seu orifício de passagem deve ter uma dimensão tal que, para a máxima

abertura da válvula, corresponda a um caudal de fluido refrigerante ligeiramente


135


superior ao caudal máximo desejado, ou seja a secção do orifício de passagem deverá

estar relacionada com a capacidade do respectivo evaporador.

7.4.8. MONTAGEM DE VÁLVULAS EXPANSORAS TERMOSTÁTICAS

A montagem de válvulas expansoras termostáticas exige cuidados especiais,

nomeadamente, no respeitante ao bolbo e ao tubo de equilíbrio externo. Se estes

cuidados de montagem não existirem o funcionamento da válvula pode alterar-se

completamente colocando em perigo o funcionamento do próprio compressor.

Os principais cuidados a ter na montagem de uma válvula expansora termostática são:

Verificar se a válvula está correctamente dimensionada.

Verificar se o fluido refrigerante e a gama de temperaturas, para que a válvula

expansora termostática está prevista, correspondem às da instalação frigorífica,


Fig. 7.15: Compatibilidade entre as características da VET e a instalação frigorífica

Deve existir um contacto térmico perfeito entre o bolbo e a linha de aspiração do

compressor.

O tubo de equilíbrio externo deve ser ligado na posição correspondente às 12 horas,

para evitar a possibilidade de entrada de líquido refrigerante e/ou óleo lubrificante na

válvula expansora.

O bolbo da válvula expansora termostática deve estar isolado relativamente à

temperatura ambiente, conforme se representa na figura 7.16.

Fig. 7.16: Isolamento da região do bolbo da VET


136


Quando se utilizam válvulas expansoras termostáticas com equalização externa de

pressões, o tubo de equilíbrio externo deve estar ligado a jusante (depois) do bolbo,


Fig. 7.17: Forma de ligação do tubo de equilíbrio externo das VET

Em linhas de aspiração do compressor de pequeno diâmetro, o bolbo deve estar

colocado entre as 01 e as 05 horas. Em linhas de aspiração com diâmetros superiores a 1

inch. o bolbo deve colocar-se numa posição situada entre as 04 e as 05 horas, conforme

se representa na figura 7.18.

Fig. 7.18: Colocação do bolbo de uma VET relativamente à linha de aspiração do compressor

Mesmo quando exista um permutador líquido-vapor, o bolbo de ser sempre montado

logo a seguir ao evaporador.

Fig. 7.19: Colocação do bolbo de uma VET quando exista permutador líquido-vapor

O bolbo deve ser montado na horizontal, na linha de aspiração do compressor, logo a

seguir ao evaporador, e não no colector de aspiração ou tubagem vertical depois de um

cotovelo acumulador de óleo lubrificante.

Fig. 7.20:Colocação do bolbo de uma VET


137


O bolbo não deve ser montado muito próximo de componentes volumosos (válvulas,

flanges de grandes dimensões, etc.).

É de notar que, ao contrário do procedimento normalmente adoptado, quando se

verificarem dificuldades na alimentação do evaporador somente após todas as

condições, anteriormente referidas, estarem satisfeitas se deve proceder a uma

ligeira alteração do sobreaquecimento da válvula.

7.4.9. ALGUNS ASPECTOS PRÁTICOS DE FUNCIONAMENTO DE

VÁLVULAS EXPANSORAS TERMOSTÁTICAS

As válvulas expansoras termostáticas vêm normalmente ajustadas de fábrica para

sobreaquecimentos estáticos da ordem de 5 a 7 ºC e permitem um sobreaquecimento

adicional de cerca de 22 ºC (válvula completamente aberta), sendo de notar que:

Sobreaquecimentos demasiadamente baixos podem não assegurar a evaporação

completa do fluido refrigerante, havendo o perigo do compressor aspirar líquido;

Sobreaquecimentos demasiadamente elevados originam uma incompleta

utilização da superfície do evaporador e, consequentemente, uma diminuição da

capacidade da instalação frigorífica.

Para a determinação do sobreaquecimento sofrido pelo agente refrigerante à saída do

evaporador deve proceder-se da seguinte forma:

Medir a temperatura do fluido refrigerante à saída do evaporador na zona onde

está montado o bolbo;

Determinar a pressão do fluido refrigerante na zona onde está montado o bolbo.

Caso não exista um manómetro, esta pressão pode ser determinada através da

pressão de aspiração do compressor, somando-lhe a perda de carga existente

entre a zona onde está montado o bolbo e a zona onde está instalado o

manómetro de aspiração do compressor;

Determinar a temperatura de saturação do fluido refrigerante correspondente à

pressão na zona onde está instalado o bolbo;

A diferença entre a temperatura do fluido refrigerante, na zona está instalado o

bolbo, e a temperatura de saturação correspondente à pressão na mesma região é

o sobreaquecimento provocado pela válvula expansora termostática.

É de notar que a diferença entre as temperaturas do fluido refrigerante entre a

entrada e a saída do evaporador não representa o sobreaquecimento provocado

pela válvula expansora termostática.

Dado que a capacidade de uma válvula expansora termostática não pode variar com a

mesma facilidade com que varia a capacidade do compressor, quando se reduz a

capacidade do compressor a válvula expansora pode ficar sobredimensionada, no

entanto, dentro de determinados limites, a válvula expansora adapta-se às variações do

sistema e controla adequadamente o caudal de fluido refrigerante através do evaporador.

À priori, é difícil prever o comportamento da válvula expansora termostática quando a

instalação funciona com capacidade reduzida, pois o são numerosos os factores que

influenciam o seu comportamento. Em alguns sistemas a válvula expansora termostática


138


funciona normalmente para reduções de capacidade até cerca de 85%, enquanto que

noutros a válvula expansora deixa de funcionar para reduções de capacidade da ordem

de 20%.

As oscilações no funcionamento das válvulas expansoras termostáticas consistem na

variação do sobreaquecimento e/ou na deficiente alimentação do evaporador e

manifestam-se normalmente através de mudanças cíclicas no sobreaquecimento do

fluido refrigerante à saída do evaporador.

Estas oscilações de funcionamento podem reduzir-se ao mínimo, ou mesmo evitarem-

se, através de:

Adequado dimensionamento do evaporador;

Adequada selecção da capacidade da válvula;

Adequada selecção da carga termostática do bolbo;

Correcta colocação do bolbo;

~Correcta colocação do tubo de equilíbrio externo de pressões, caso exista;

Correcto dimensionamento da linha de aspiração do compressor.

Uma temperatura do fluido a arrefecer demasiadamente elevada é consequência de uma

deficiente alimentação do evaporador, originando um sobreaquecimento exagerado e

uma pressão demasiadamente baixa na aspiração do compressor.

Esta anomalia pode ser consequência de:

Presença de humidade ou de outros contaminantes no interior do sistema;

Falta de fluido refrigerante;

Existência de vapor na linha de líquido;

Incorrecta ligação do tubo equalizador externo de pressões;

Falta de carga termostática no bolbo;

Incorrecta carga termostática do bolbo;

Condensação da carga termostática fora da zona do bolbo;

Incorrecto ajuste da válvula expansora termostática;

Incorrecta fixação do bolbo.

A não actuação de uma válvula expansora termostática pode ser consequência de:

Incorrecta ligação ou obstrução do tubo de equalização externo;

Falta de carga termostática no bolbo;

Rotura do tubo capilar;

Incorrecta montagem do bolbo e/ou do equalizador externo;

Deformação do corpo da válvula.

As condições de funcionamento da carga termostática do bolbo podem comprovar-se da

seguinte forma:

Parar o compressor;

Desligar o bolbo da linha de aspiração do compressor e mergulhá-lo numa

mistura de água e gelo;

Arrancar com o compressor, retirar o bolbo da mistura de água e gelo e aquecê-

lo com a mão;


139


Se o bolbo estiver a funcionar bem a temperatura da linha de aspiração do

compressor deverá variar de uma forma brusca, pois deixará passar uma grande

quantidade de líquido refrigerante;

Providenciar no sentido desta operação ser realizada durante o menor tempo

possível, para evitar que a passagem excessiva de líquido refrigerante provoque

danos no compressor.

7.5. VÁLVULAS EXPANSORAS ELECTRÓNICAS

As válvulas expansoras electrónicas (actuadas por microprocessadores) são capazes de

promover um controlo mais preciso e eficiente de caudal de fluido refrigerante, do que,

necessariamente, resulta uma economia de energia.

Actualmente, existem três tipos de básicos de válvulas expansoras electrónicas:

Válvulas expansoras electrónicas accionadas por motores passo a passo;

Válvulas expansoras electrónicas actuadas por impulsos;

Válvulas expansoras termostáticas analógicas.

Destes três tipos de válvulas expansoras electrónicas as accionadas por motores passo a

passo são as que proporcionam uma melhor eficiência e promovem um controlo mais

preciso.

O sinal de controlo das válvulas expansoras electrónicas pode ser obtido através de um

termístor instalado na saída do evaporador, o qual detecta a presença de líquido

refrigerante. Quando não se verifica a presença de líquido refrigerante a temperatura do

termístor aumenta, o que reduz a sua resistência eléctrica. Esta variação da resistência

eléctrica é analisada por um circuito que envia o sinal digital que posiciona a agulha da

válvula.

Relativamente às válvulas expansoras termostáticas, as válvulas expansoras electrónicas


Maior precisão no controlo da temperatura;

Mesmo em condições de pressão variável, promovem um controlo do

sobreaquecimento mais consistente;

Podem funcionar com pressões de condensação mais baixas, o que ´r

particularmente importante com baixas temperaturas ambiente;

Proporcionam uma maior economia de energia (cerca de 10%).

7.6. VÁLVULAS DE INJECÇÃO TERMOSTÁTICA

O princípio de funcionamento das válvulas de injecção termostática é igual ao das

válvulas expansoras termostáticas, no entanto a carga do elemento termostático (bolbo)

está prevista para temperaturas bastante mais elevadas do que as temperaturas de

evaporação.

Na figura 7.21 representa-se uma válvula de injecção termostática.


140


Fig. 7.21: Válvula de injecção termostática

Uma das principais aplicações das válvulas de injecção termostática é no controlo da

temperatura de descarga dos compressores em instalações frigoríficas com controlo de

capacidade por by-pass de fluido refrigerante.

7.7. REGULADORES DE NÍVEL

De uma forma geral, os reguladores de nível são dispositivos de expansão cujo

objectivo é manter constante o nível de líquido refrigerante em evaporadores ou em

separadores de líquido.

De acordo com a forma como são actuados, os reguladores de nível podem dividir-se

em:

Reguladores de nível mecânicos;

Reguladores de nível termostáticos;

Reguladores de nível eléctricos/electrónicos.

7.7.1. REGULADORES DE NÍVEL MECÂNICOS

Genericamente, os reguladores de nível mecânicos são constituídos por uma câmara no

interior da qual existe um flutuador metálico em forma de esfera, o qual, de acordo com

a variação do nível de líquido refrigerante na câmara, comanda a abertura de uma

válvula de admissão de líquido refrigerante ao separador e/ou ao arrefecedor intermédio

e/ou ao evaporador, mantendo o nível constante.

Os reguladores de nível mecânicos por flutuador podem dividir-se em:

Reguladores de nível mecânicos de alta pressão;

Reguladores de nível mecânicos de baixa pressão.

Os reguladores de nível mecânicos de alta pressão são, normalmente, instalados no

depósito de líquido, depois do condensador, e destinam-se a manter constante o

respectivo nível de líquido, controlando assim o caudal de fluido refrigerante que segue

para o evaporador.

Na figura 7.22 representa-se um regulador mecânico de nível de alta pressão.


141


Fig. 7.22: Regulador mecânico de nível de alta pressão

Os reguladores de nível mecânicos de baixa pressão controlam directamente o nível

no separador de líquido, mantendo o evaporador (inundado) com o nível desejado,

através do controlo do respectivo caudal de alimentação nas seguintes situações:

Sob qualquer condição de carga;

Independentemente da pressão/temperatura de evaporação.

Na figura 7.23 representa-se um regulador mecânico de nível de baixa pressão.

Fig. 7.23: Regulador mecânico de nível de baixa pressão

O funcionamento dos reguladores mecânicos de nível pode ser contínuo ou intermitente.

Quando em funcionamento contínuo, a válvula funciona através de estrangulamento,

permitindo a alimentação com mais ou menos líquido como resposta a variações de

nível. Em funcionamento intermitente a válvula apenas funciona nas posições de

completamente aberta ou completamente fechada, mantendo o nível entre os valores

máximo e mínimo.

Na figura 7.24 representa-se um regulador mecânico de nível de baixa pressão e o

respectivo evaporador inundado.

Fig. 7.24: Regulador mecânico de nível e o respectivo evaporador inundado.

Em instalações frigoríficas de grande capacidade existe, normalmente, um by-pass,

equipado com uma válvula de expansão manual, o qual, em caso de avaria do regulador

de nível, assegura o funcionamento da instalação frigorífica.


142


Assim, os reguladores de nível de baixa pressão controlam directamente o nível de

líquido no evaporador, enquanto os reguladores de nível de alta pressão são utilizados

para manter constante o nível de líquido em depósitos de líquido ou em arrefecedores

intermédios.

7.7.2. REGULADORES DE NÍVEL TERMOSTÁTICOS

Existem dois tipos básicos de reguladores de nível termostáticos:

Reguladores de nível termostáticos de injecção directa;

Reguladores de nível termostáticos de injecção indirecta.

Os reguladores de nível termostáticos de injecção directa não são mais do que

válvulas expansoras termostáticas em que o elemento termostático (bolbo) está

associado a uma resistência eléctrica, obtendo-se um sobreaquecimento artificial da

carga termostática. Quando o nível de líquido no depósito aumenta entra em contacto

com o bolbo diminuindo o sobreaquecimento e provocando o fecho da válvula.

Na figura 7.25 representa-se um regulador de nível termostático de injecção directa.

Fig. 7.25: Regulador de nível termostático de injecção directa

Estes reguladores de nível termostático de injecção directa são, normalmente, instalados

directamente na linha de líquido refrigerante, proporcionando a alimentação do

separador/acumulador, conforme se representa na figura 7.25.

Fig. 7.25: Instalação de um regulador de nível termostático de injecção directa

Os reguladores de nível termostáticos de injecção indirecta são, normalmente,

utilizados como sistema de segurança contra níveis de líquido refrigerante

demasiadamente elevados.


143


Na figura 7.26 representa-se um regulador de nível termostático de injecção indirecta.

Fig. 7.26: Regulador de nível termostático de injecção indirecta

Os reguladores de nível termostático de injecção indirecta consistem na associação de

um termostato com um pressostato. Tal como nos reguladores de nível de injecção

directa, o elemento termostático (bolbo) está acoplado a uma resistência eléctrica de

forma a obter-se um sobreaquecimento artificial que permita distinguir se o meio com

que está em contacto é líquido ou vapor. A temperatura a que o elemento termostático

está sujeito é comparada com a pressão existente no separador/acumulador por

intermédio do elemento pressostático do dispositivo

Na figura 7.27 representa-se a forma de instalação de um regulador de nível de injecção

indirecta.

Fig. 7.27: Instalação de um regulador de nível termostático de injecção indirecta

Enquanto o líquido refrigerante não entrar em contacto com o elemento pressostático

(bolbo) a pressão correspondente à temperatura a que está sujeito é superior à pressão

no interior do separador/acumulador, o que corresponde ao fecho do contacto eléctrico

do regulador e, consequentemente, à abertura da válvula de solenóide instalada na linha

de alimentação de líquido ao separador/acumulador. Logo que o nível de líquido atingir

o valor pretendido, correspondente à posição em que se encontra montado o bolbo, a

pressão no elemento termostático desce, o contacto eléctrico abre e a válvula de

solenóide da linha de alimentação do separador/acumulador fecha.

Dadas as suas características, a utilização dos reguladores de nível termostáticos de

injecção indirecta como dispositivos de protecção está limitada à segurança de níveis

máximos, podendo também ser utilizados como reguladores de nível.


144


7.7.3. REGULADORES DE NÍVEL ELÉCTRICOS/ELECTRÓNICOS

Nos reguladores de nível eléctrico/electrónicos o movimento do flutuador desloca

uma haste metálica no interior de uma bobina eléctrica. Esta bobina está ligada a um

amplificador o qual, de acordo com o nível de referência para que foi programado, abre

ou fecha o contacto eléctrico de um circuito de que faz parte a bobina de uma válvula

solenóide montada na linha de alimentação de líquido.

Por vezes a bobina e o amplificador são substituídos por um interruptor de mercúrio,

accionado pelo flutuador, que actua a válvula de solenóide de alimentação de líquido ao

separador.


145


8. DISPOSITIVOS DE PROTECÇÃO, CONTROLO E AUXILIARES

A crescente complexidade das instalações frigoríficas, em dimensão e/ou devido à

aplicação de novas tecnologias, tornaram o controlo automático uma componente

essencial dos sistemas de refrigeração, aquecimento, ventilação e de climatização.

Numa fase inicial cabia ao homem efectuar a leitura dos instrumentos de medida e

regular, manualmente, os processos tendo em atenção os valores das variáveis que a

experiência indicava como os mais aconselháveis.

Tornou-se então necessário criar dispositivos capazes de, a partir da medição de uma

variável calcular, automaticamente, as acções de controlo apropriadas à condução do

sistema a um novo equilíbrio, sempre que o equilíbrio anterior seja alterado. Estes

dispositivos são os controladores ou reguladores e a regulação de processos com

controladores constitui o controlo automático ou regulação automática.

As principais vantagens resultantes da introdução do controlo automático são:

Eliminação da execução de tarefas monótonas e repetitivas;

Eliminação de tarefas que exigem do operador uma atenção concentrada

libertando-o do desgaste nervoso;

Eliminação do erro humano devido ao cansaço;

Melhoria da produtividade global.

Assim, as funções a cumprir por um sistema de controlo automático são:

Comparar o valor da variável ou condição a controlar com o valor desejado

(valor de referência ou set-point);

Executar uma acção de correcção de acordo com o desvio existente.

Para que estas funções possam ser cumpridas, um sistema de controlo automático é,

fundamentalmente, composto por:

Unidade de medida (mede o valor actual da variável a controlar);

Unidade de controlo (compara o valor actual da variável a controlar com o valor

desejado, determina o erro e gera um sinal de correcção ou acção de controlo);

Elemento final de controlo (aplica o sinal de correcção ao sistema a controlar de

modo a ser eliminado o desvio, ou seja de modo a que a variável controlada seja

reconduzida ao valor desejado).

Em sistemas industriais utilizam-se as seguintes acções de controlo:

Acções descontínuas (tudo-ou-nada ou on-off);

Acções contínuas (proporcionais, integrais e derivativas).

As acções de controlo normalmente utilizadas em instalações de refrigeração, de

aquecimento, de ventilação ou de climatização são:

Tudo-ou-nada (on-off);

Proporcionais (P).

Na acção tudo-ou-nada existem apenas dois níveis do sinal de controlo (controlo em

dois degraus ou de dois níveis). Com esta acção de controlo é possível manter a variável

controlada próxima do valor desejado actuando, por exemplo, da seguinte forma:


146


Cortando completamente o fornecimento de energia ao sistema quando a

variável controlada excede o valor desejado;

Estabelecendo completamente o fornecimento de energia ao sistema quando a

variável controlada desce do valor desejado.

Verifica-se assim que a acção tudo-ou-nada não sente a amplitude dos desvios. Sente

apenas o seu sinal.

A acção proporcional consiste em enviar um sinal, normalmente eléctrico,

proporcional à diferença entre o valor desejado (set-point) para uma determinada

variável (pressão, temperatura, etc.) e o valor real (medido) dessa mesma variável, ou

seja a variável de comando (sinal enviado) é proporcional ao desvio da variável

controlada (erro). Esta constante de proporcionalidade é denominada ganho

proporcional.

Considere-se, por exemplo, o accionamento de uma válvula. Neste tipo de acção de

controlo denomina-se banda proporcional à variação percentual da variável controlada

necessária para abrir ou fechar completamente a válvula, ou seja a banda proporcional

representa a diferença de valores, da variável controlada, que permite mover a válvula

entre as suas posições limites (aberturas máxima e mínima).

Na figura 8.1 representa-se a forma da resposta de uma acção proporcional aplicada ao

controlo de uma válvula, através da qual se pretende controlar a temperatura da água

arrefecida através de uma instalação frigorífica. A temperatura que se deseja manter é

de 21 ºC e a banda proporcional é de 4 ºC. Para cada valor da temperatura,

compreendida entre 19 e 23 ºC, tem-se uma única posição da válvula.

Fig. 8.1: Forma da resposta de uma acção proporcional aplicada ao controlo de uma válvula

Da análise da figura 8.1 é possível verificar que a válvula somente se moverá enquanto

a temperatura da água, que está a ser medida, estiver a variar, ou seja a válvula cessa a

sua acção correctiva logo que a variável controlada, mesmo que esteja fora do valor

desejado, estabilize, o que é conhecido por erro de off-set.

A constituição de um regulador ou controlador proporcional é pois, essencialmente, a

mesma de um regulador tudo-ou-nada, incluindo, apenas, mais um elemento

proporcionador em oposição ao sinal medido.

Relativamente à acção proporcional é possível concluir que um errado ajuste da banda

proporcional pode originar violentas oscilações ou respostas demasiadamente lentas.


147


A acção proporcional é normalmente utilizada:

No accionamento de válvulas, as quais podem ocupar qualquer uma das infinitas

posições possíveis entre as aberturas máxima e mínima;

No accionamento sequencial de compressores;

No accionamento sequencial de ventiladores;

Na ligação sequencial de resistências eléctricas de aquecimento.

Numa instalação frigorífica, de acordo com as funções que desempenham, os

dispositivos de protecção e controlo podem dividir-se em:

Dispositivos de controlo de caudal de fluido refrigerante;

Dispositivos de controlo da instalação;

Mecanismos de segurança.

Conforme exposto, os dispositivos de controlo de caudal de caudal de fluido

refrigerante são:

Tubos capilares;

Válvulas expansoras manuais;

Válvulas expansoras automáticas (pressostáticas);

Válvulas expansoras termostáticas;

Reguladores de nível (de alta pressão ou de baixa pressão).

De acordo com a grandeza física utilizada no seu comando (variável de controlo), os

dispositivos de controlo de uma instalação frigorífica podem classificar-se em:

Por variação de pressão;

Por variação de temperatura;

Por variação de humidade;

Por variação de volume.

De acordo com a grandeza física utilizada no seu comando (variável de controlo), os

mecanismos de segurança de uma instalação frigorífica podem classificar-se em:

Por variação de pressão;

Por variação de temperatura;

Por variação de intensidade de corrente eléctrica.

De entre os vários dispositivos de protecção e controlo existentes numa instalação

frigorífica há a considerar:

Termostatos;

Pressostatos;

Válvulas (modulantes e não modulantes);

Higrostatos;

Manómetros;

Termómetros.

Os mais importantes dispositivos auxiliares existentes numa instalação frigorífica são:

Filtros;

Visores;

Depósito de líquido;

Separador de líquido;


148


Separador de óleo;

Permutadores de valor (permutador líquido/vapor);

Arrefecedores intermédios;

Purgadores de gases não condensáveis.

Dada a enorme variedade de tipos, marcas e modelos, de dispositivos de protecção,

controlo e auxiliares, apenas os mais comuns serão abordados de forma genérica.

8.1. TERMOSTATOS

Denomina-se termostato todo o dispositivo que tem como objectivo detectar variações

de temperatura e transformá-las em sinais eléctricos que actuam outros órgãos da

instalação frigorífica, tais como contactores, válvulas, etc.

Os termostatos mecânicos funcionam, essencialmente, como interruptores eléctricos que

abrem ou fecham um circuito eléctrico quando a temperatura do fluido que controlam

atinge o valor de regulação estabelecido (set-point), ou seja proporcionam uma acção de

controlo do tipo tudo-ou-nada (on-off), sendo, normalmente, utilizados para actuarem

compressores, válvulas de solenóide, etc.

Num termostato mecânico podem considerar-se os seguintes tipos de diferencial:

Diferencial mecânico;

Diferencial térmico.

O diferencial mecânico corresponde à diferença de temperaturas, regulada no

termostato, para a qual os contactos mudam de posição, ou seja é o valor correspondente

à diferença entre os valores a que o controlo eléctrico deve ligar ou desligar o circuito

de comando.

Seja, por exemplo, um termostato para arrefecimento regulado para actuar a 23 ºC (set-

point) com um diferencial de 2 ºC, cujo funcionamento se representa na figura 8.2.

Fig. 8.2: Funcionamento de um termostato para arrefecimento

Quando a temperatura do meio a controlar atinge a temperatura de 23 ºC os contactos

do termostato fecham (arrancando o compressor ou abrindo a válvula). Se a

temperatura continuar a subir, ou baixar ligeiramente, os contactos permanecem

fechados. Sendo o diferencial de 2 ºC, ao atingir-se a temperatura de 21 ºC (temperatura

de regulação-diferencial) os contactos abrem (parando o compressor ou fechando a


149


válvula) e não voltam a fechar até se alcançar de novo a temperatura de 23 ºC, ou seja

em termostatos para arrefecimento tem-se:

Em termostatos para aquecimento o processo é inverso, ou seja os contactos fecham

quando se atinge a menor temperatura (set-point) e abrem quando se atinge a maior

temperatura (temperatura de regulação+diferencial), ou seja:

O diferencial térmico corresponde à diferença de temperaturas que se verifica na

instalação frigorífica por deficiente contacto térmico entre o bolbo e o meio cuja

temperatura se pretende controlar, sendo o seu valor, normalmente, superior ao

diferencial mecânico. O diferencial térmico é função das seguintes grandezas:

Velocidade do meio (quanto maior for a velocidade do meio onde está instalado

o bolbo do termostato menor será o diferencial térmico);

Amplitude de variação da temperatura do meio (o diferencial térmico aumenta

com a amplitude de variação da temperatura do meio);

Transmissão de calor ao sensor (deve existir um contacto térmico perfeito entre

o meio a controlar e o bolbo do termostato).

Quanto ao elemento sensor (forma de captação das variações de temperatura) os

termostatos mecânicos podem dividir-se em:

De bimetal;

De bolbo.

Nos termostatos mecânicos de bimetal o elemento sensor é constituído por duas

lâminas fundidas de metais diferentes, com diferentes coeficientes de dilatação. Assim,

o seu funcionamento baseia-se na variação de dimensão das lâminas metálicas com a

temperatura. São normalmente utilizados como termostatos de ambiente.

Na figura 8.3 representa-se um termostato mecânico de bimetal.

Fig. 8.3: Termostato mecânico de bimetal

Os termostatos de ambiente são normalmente utilizados em câmaras frigoríficas.

Relativamente à colocação do elemento sensor deve ter-se em atenção que:

Deve estar em contacto com o ambiente cuja temperatura se pretende controlar;

Deve estar suficientemente afastado de portas para não ser influenciado por

correntes de ar quente provocadas pela sua abertura;

Não deve estar em contacto directo com paredes para não ser influenciado pela

sua temperatura.


150


Nos termostatos mecânicos de bolbo o elemento sensor é constituído por um bolbo

contendo no seu interior um fluido com elevado coeficiente de dilatação (gás, líquido ou

uma mistura saturada de líquido/vapor). Assim, uma alteração na temperatura do bolbo

(temperatura do fluido existente no interior do bolbo) origina variações de pressão no

fluido, as quais são transmitidas a um fole através de um tubo capilar.

Os termostatos mecânicos de bolbo utilizam-se normalmente quando o meio que se

pretende controlar é um líquido ou um gás.

Na figura 8.4 representa-se um termostato mecânico de bolbo.

Fig. 8.4: Termostato mecânico de bolbo

Um termostato mecânico de bolbo é constituído, basicamente, por: elemento

termostático (bolbo, tubo capilar e diafragma ou fole), haste, mola, parafuso de ajuste da

pressão da mola, parafuso de ajuste do diferencial mecânico e interruptor.

Quando a temperatura do bolbo aumenta a pressão no seu interior também aumenta e o

fole dilata-se. Quando a temperatura do bolbo diminui a pressão no seu interior também

diminui e o fole contrai-se. Este movimento é transmitido a um braço móvel que abre

ou fecha os contactos eléctricos. Por intermédio do parafuso de ajuste é possível alterar

a tensão na mola e, consequentemente, a resistência que o fole tem que vencer para abrir

ou fechar os contactos.

Uma das principais aplicações dos termostatos mecânico de bolbo é como termostatos

diferenciais. Estes termostatos, particularmente indicados para manter uma temperatura

diferencial entre dois meios, possuem dois bolbos (sensores de temperatura), um dos

quais está colocado no meio cuja temperatura é utilizada como valor de referência e o

outro no meio cuja temperatura se pretende controlar.

Na figura 8.5 representa-se um termostato (mecânico de bolbo) diferencial.


151


Fig. 8.5: Termostato diferencial

Uma outra importante aplicação dos termostatos mecânicos de bolbo é no controlo da

descongelação de evaporadores por tempo e por temperatura. Este dispositivo que

combina os dois referidos tipos de actuação proporciona:

O início da descongelação desde que a temperatura do lado exterior (lado do ar)

do evaporador atinja um valor pré-estabelecido;

O relógio é regulado para um determinado intervalo de tempo.

Assim, decorrido o tempo de ajuste do relógio e desde que a temperatura atinja o valor

para que o termostato está regulado, inicia-se o ciclo de descongelação. Se durante um

ciclo de descongelação a temperatura atingir o valor para que o termostato está

regulado, o dispositivo interrompe a operação de descongelação.

Na figura 8.6 representa-se um controlador de descongelação por tempo e por

temperatura.

Fig. 8.6: Controlador de descongelação por tempo e por temperatura

Os termostatos mecânicos de bolbo podem ser também utilizados em funções de

protecção, como limitadores de temperatura (máxima e/ou mínima).

Para além dos termostatos mecânicos podem ainda utilizar-se termostatos

eléctricos/electrónicos, os quais podem funcionar com base na variação da resistência

eléctrica de alguns metais com a temperatura.


152


8.2. PRESSOSTATOS

Denomina-se pressostato todo o dispositivo que tem como objectivo detectar variações

de pressão e transformá-las em sinais eléctricos que actuam outros órgãos da instalação,

tais como contactores, válvulas, etc.

Os pressostatos funcionam, essencialmente, como interruptores eléctricos que abrem ou

fecham um circuito quando a pressão do fluido que controlam (líquido ou gás) varia

relativamente ao valor de regulação pré-estabelecido (set-point), ou seja proporcionam

uma acção de controlo do tipo tudo-ou-nada (on-off).

O fole, ou diafragma, ao ser actuado pela pressão que lhe é transmitida através de um

tubo de ligação actua mecanicamente os contactos do interruptor pelo que, à parte do

elemento sensor, a sua constituição é análoga à dos termostatos.

Os pressostatos podem classificar-se de acordo com os seguintes critérios:

Nível da pressão de trabalho;

Funções desempenhadas.

Quanto ao nível da pressão de trabalho os pressostatos podem classificar-se em:

Pressostatos de baixa pressão;

Pressostatos de alta pressão;

Pressostatos duplos;

Pressostatos diferenciais.

Os pressostatos de baixa pressão, ou pressostatos de mínima, estão normalmente

ligados à aspiração do compressor.

Na figura 8.7 representa-se um pressostato de baixa pressão:

Fig. 8.7: Pressostato de baixa pressão

Quando a pressão de aspiração diminui, atingindo um determinado valor mínimo

(pressão de paragem) o pressostato provoca a paragem do compressor. Quando a

pressão de aspiração aumenta, até ao valor da pressão de arranque, o pressostato

provoca o arranque do compressor, verificando-se normalmente:

Normalmente, os pressostatos de baixa pressão são de rearme automático e aplicam-se:


153


No controlo de funcionamento do compressor, em função da pressão de

evaporação, em instalações frigoríficas onde, na linha de líquido, existe uma

válvula de solenóide actuada por um termostato. Consegue-se assim que, após o

fecho da válvula de solenóide, só se verifique a paragem do compressor após ter

sido retirado todo o fluido refrigerante do evaporador;

Para proteger o compressor de avarias externas à instalação frigorífica tais

como: paragem acidental de ventiladores, obstrução do evaporador com gelo,

etc.

Os pressostatos de alta pressão, ou pressostatos de máxima, são normalmente ligados

à descarga do compressor. Quando a pressão de descarga do compressor aumenta,

atingindo um determinado valor máximo (pressão de paragem), o pressostato provoca

aparagem do compressor. Quando a pressão de descarga do compressor diminui, até ao

valor da pressão de arranque, o pressostato provoca o arranque do compressor,

verificando-se normalmente:

Em alguns pressostatos (de baixa ou de alta pressão) os contactos ficam abertos até que

se efectue o rearme (rearme manual).

Embora previstos para pressões de funcionamento mais elevadas, os pressostatos de alta

pressão têm formas construtivas idênticas aos pressostatos de baixa pressão.

Os pressostatos duplos, ou pressostatos combinados, resultam da combinação, numa

única unidade, de pressostatos de alta e de baixa pressão, assegurando, em simultâneo, a

protecção contra pressões demasiadamente elevadas ou demasiadamente baixas.

Num pressostato duplo relativamente às pressões de arranque e de paragem tem-se:

Na figura 8.8 representa-se um pressostato duplo.

Fig. 8.8: Pressostato duplo

Os pressostatos diferenciais actuam em função de uma diferença de pressões entre dois

pontos do sistema. De acordo com a actuação pretendida estes pressostatos podem estar

associados a temporizadores.


154


Na figura 8.9 representa-se um pressostato diferencial.

Fig. 8.9: Pressostato diferencial

Uma das principais aplicações dos pressostatos diferenciais é na protecção de

compressores frigoríficos, com lubrificação forçada, contra uma eventual diminuição da

pressão do óleo de lubrificação, sendo por isso também conhecidos por pressostatos de

óleo.

A necessidade da utilização deste tipo de pressostatos resulta do facto da pressão útil de

lubrificação ser a diferença entre as pressões de descarga e de aspiração da bomba de

óleo de lubrificação. Este aspecto é particularmente importante em compressores

alternativos onde a pressão de aspiração da bomba de óleo de lubrificação é a pressão

no interior do carter do compressor, a qual é função da pressão de evaporação.

Assim, estes pressostatos são constituídos por dois foles, um dos quais está ligado à

descarga da bomba de óleo de lubrificação e o outro ao carter do compressor, conforme

se representa na figura 8.10

Fig. 8.10: Instalação de um pressostato de óleo (pressostato diferencial)

O temporizador, que normalmente está associado aos pressostatos diferencial de óleo,

tem como função estabelecer um intervalo de tempo (ajustável) entre a actuação do

pressostato e a paragem do compressor.


155


Em evaporadores inundados com circulação forçada, os pressostatos diferenciais são

também utilizados na protecção das bombas de circulação de líquido refrigerante. Os

pressostatos podem também ser utilizados para sinalização do aumento excessivo da

perda de carga em filtros, evitando-se assim a sua eventual obstrução.

Face ao exposto, verifica-se que os pressostatos diferenciais são utilizados, quase

exclusivamente, como dispoisitivos de segurança e são normalmente equipados com

rearme manual. Por outro lado, dada a importância das suas funções, o ajuste do valor

desejado (set-point) não está normalmente acessível do exterior, evitando-se assim que

possa ser cometida, por distracção, qualquer imprevidência.

Quanto à função que desempenham os pressostatos podem classificar-se em:

Presostatos de controlo;

Pressostatos de segurança.

Os pressostatos de controlo podem também ser fabricados com zona neutra,

denominados normalmente pressostatos de zona neutra ou de zona morta. Estes

pressostatos destinam-se a proporcionar um tipo de controlo próximo do modulante.

As aplicações mais comuns dos pressostatos de controlo são:

Variação da capacidade de compressores;

Regulação da pressão de condensação em condensadores arrefecidos por ar.

Os pressostatos podem ser montados em qualquer posição, no entanto deve ter-se em

atenção que as tomadas de pressão devem ser ligadas segundo a direcção vertical na

zona superior das condutas.

A regulação de um pressostato não apresenta dificuldades de maior pois é, apanas,

função dos dois seguintes valores:

Pressão de trabalho;

Diferencial.

Analogamente aos termostatos, o diferencial de um pressostato representa a diferença de

pressões a que os contactos eléctricos devem ligar ou desligar.

Antes de se proceder à regulação de um pressostato é conveniente consultar as

instruções do fabricante, pois a combinação da pressão de trabalho/diferencial é

utilizada por cada fabricante de formas diferentes.

Na selecção de um pressostato, para além do agente refrigerante, deve ter-se em atenção

o valor da pressão a controlar (pressão de trabalho) e o diferencial admissível.

Normalmente, nos pressostatos de rearme manual o valor do diferencial não é regulável.


156


8.3. VÁLVULAS MODULANTES

As válvulas modulantes são um dos tipos de controladores proporcionais mais

utiluizados para regular a pressão ou a temperatura em instalações frigoríficas,

caracterizando-se por efectuarem uma regulação estável entre um valor mínimo e um

valor máximo da grandeza a controlar, pois para cada condição de funcionamento o

regulador é capaz de encontrar um estado de equilíbrio estável correspondente ao grau

de abertura desejado.

Assim, o funcionamento das válvulas modulantes consiste em:

Medir o valor da grandeza a controlar;

Comparar o valor da grandeza a controlar com o valor desejado, o qual é

normalmente ajustado por intermédio de uma mola;

O resultado desta comparação traduz-se numa força proporcional à diferença

entre o valor medido e o valor desejado, que actua no grau de abertura de uma

válvula de modo a aproximar o calor medido do valor desejado.

De acordo com a precisão de regulação pretendida, em função da capacidade da

instalação, as válvulas modulantes podem classificar-se em:

Válvulas modulantes de comando directo;

Válvulas modulantes de comando indirecto.

As válvulas modulantes utilizadas em instalações frigoríficas são válvulas

estranguladoras que podem funcionar como:

Reguladores, mantendo a variável controlada (pressão ou temperatura) dentro do

valor mais conveniente de modo a assegurar o equilíbrio das capacidades de um

ou de vários componentes da instalação (compressores, condensadores ou

evaporadores);

Órgãos de segurança, limitando o valor da variável controlada.

Numa instalação frigorífica as principais válvulas modulantes com funções de controlo

ou de segurança, também conhecidas como válvulas de pressão constante, são:

Válvulas reguladoras da pressão de evaporação;

Válvulas reguladoras da pressão máxima de aspiração do compressor;

Válvulas reguladoras da pressão mínima de aspiração do compressor;

Válvulas reguladoras da pressão de condensação.

8.3.1. VÁLVULAS MODULANTES DE COMANDO DIRECTO

Nas válvulas modulantes de comando directo o sinal de actuação (diferença entre o

valor medido e o valor desejado) é obtido por comparação entre a força exercida sobre o

diafragma da válvula (valor medido) e o valor ajustado na mola (valor desejado), ou

seja a variável controlada pode alterar directamente (sem dispositivos auxiliares) a

abertura da válvula.

Estas válvulas são normalmente utilizadas em instalações frigoríficas com capacidades

compreendidas entre 1000 e 30000 kcal/h.


157


Considere-se, por exemplo, uma válvula de regulação da pressão de evaporação de

comando directo, conforme se representa na figura 8.11.

Fig. 8.11: Válvula modulante de comando directo

A pressão à entrada da válvula (pressão de evaporação) actua sobre a zona inferior do

diafragma da válvula, pelo que a força necessária para a abrir é igual ao produto da

pressão de entrada pela área do diafragma. Devido à acção da mola que actua sobre a

haste e, através desta, sobre o mesmo diafragma é exercida, em sentido contrário ao da

pressão de entrada, uma força que tende a fechar a válvula. Quando a força de abertura é

maior do que a força de fecho o diafragma sobe, obtendo-se uma determinada secção de

passagem do fluido.

A pressão à saída da válvula (pressão de aspiração do compressor) não tem influência

sobre o grau de abertura da válvula, pois a superfície efectiva do fole de equalização é

igual à superfície do diafragma.

Para se aumentar a abertura da válvula é necessário que a pressão na zona inferior do

diafragma aumente. O aumento de pressão necessário para se obter uma determinada

abertura da válvula é, então, função de:

Tipo de válvula;

Ajuste da mola.

É assim possível concluir que, para uma mesma válvula de regulação de comando

directo, é possível obter uma determinada capacidade para diferentes graus de abertura e

de queda de pressão, ou seja pode-se obter uma mesma capacidade tanto com um

pequeno grau de abertura e uma grande queda de pressão, como com um grande grau de

abertura e uma reduzida queda de pressão.

8.3.2. VÁLVULAS MODULANTES DE COMANDO INDIRECTO

Nas válvulas modulantes de comando indirecto (válvulas pilotadas ou válvulas

servocomandadas) o sinal de actuação (diferença entre o valor medido e o valor

desejado) é amplificado, o que proporciona tempos de resposta muito baixos, ou seja a

válvula responde mais rapidamente às alterações verificadas na instalação frigorífica.

Estas válvulas são normalmente utilizadas em instalações frigoríficas de grande

capacidade e que apresentam grandes variações de carga, onde se exija uma grande

precisão na variável controlada (pressão ou temperatura).


158


Na figura 8.12 representa-se uma válvula de regulação da pressão de evaporação de

comando indirecto, o qual é obtido através da combinação de uma válvula principal com

uma válvula piloto.

Fig. 8.12: Válvula modulante de comando indirecto

Se a pressão de evaporação possuir o valor desejado o grau de abertura da válvula

corresponde à capacidade do evaporador.

No caso da pressão de evaporação aumentar, devido a um aumento da carga térmica, a

pressão na zona inferior do diafragma da válvula piloto aumenta, aumentando

simultaneamente o seu grau de abertura. Deste modo, a pressão na parte superior do

êmbolo aumenta e, consequentemente, aumenta o grau de abertura da válvula principal.

Assim, o compressor poderá aspirar uma maior quantidade de fluido do evaporador de

forma a repor o valor da pressão de evaporação regulada na válvula piloto.

Relativamente às válvulas modulantes de comando directo, as válvulas modulantes de

comando indirecto apresentam as seguintes vantagens:

Grande precisão de valores;

Possibilidade de, mesmo com válvulas principais de grandes dimensões, as

válvulas piloto possuem dimensões reduzidas.

8.3.3. VÁLVULAS REGULADORAS DA PRESSÃO DE EVAPORAÇÃO

Tal como o seu nome indica, as válvulas reguladoras da pressão de evaporação são

válvulas modulantes, de comando directo ou indirecto, que se destinam a manter

pressão de evaporação (pressão no evaporador) constante, independentemente da

pressão de aspiração do compressor.

Estas válvulas são instaladas na descarga dos evaporadores, depois da zona onde está

instalado o bolbo da válvula expansora termostática, e são reguladas para fechar a uma

pressão correspondente à temperatura de evaporação mínima admissível. Quando a

pressão de evaporação atinge novamente a pressão para que estão reguladas começam a

abrir de forma suave.


159


As válvulas reguladoras da pressão de evaporação ao manterem a pressão/temperatura

constante, dentro de certos limites, eliminam os inconvenientes normalmente

decorrentes de uma excessiva diminuição daquele valor.

É de notar que a manutenção de uma temperatura de evaporação correcta tem grande

importância no arrefecimento de substâncias que não possam suportar temperaturas

demasiadamente baixas, como é o caso de algumas frutas.

Para ajustar uma válvula reguladora da pressão de evaporação deve proceder-se da

seguinte forma:

Colocar o manómetro na tomada de pressão existente no corpo da válvula;

Através do parafuso de regulação, colocar a válvula na posição de

completamente aberta;

Regular a válvula expansora termostática do evaporador até que se forme gelo

na zona onde está colocado o respectivo bolbo;

Fechar a válvula reguladora da pressão de evaporação de evaporação até se obter

a pressão de evaporação desejada (correspondente à temperatura de evaporação

pretendida), a qual pode ser lida no manómetro instalado no corpo da válvula.

Na figura 8.13 representa-se uma válvula reguladora da pressão de evaporação de

comando directo.

Fig. 8.13: Válvula reguladora da pressão de evaporação de comando directo

Na figura 8.14 representa-se uma válvula reguladora da pressão de evaporação de

comando indirecto.

Fig. 8.14: Válvula reguladora da pressão de evaporação de comando indirecto


160


Uma vez que a pressão de evaporação varia rapidamente com o ajuste da válvula

reguladora da pressão de evaporação, por vezes, é necessário fechar ligeiramente a

válvula expansora termostática. Se o ajuste efectuado se mantiver estável, a pressão de

evaporação não descerá do valor fixado independentemente da pressão de aspiração do

compressor.

Em algumas situações, devido à influência combinada de vários factores, como por

exemplo a pressão da mola e o caudal de fluido refrigerante, pode produzir-se uma

ressonância bastante desagradável. Este ruído pode ser eliminado colocando um pouco

de óleo lubrificante, isento de acidez e de humidade, na mola da válvula.

Este tipo de válvulas modulantes são preferencialmente utilizadas em instalações

frigoríficas com vários evaporadores, principalmente quando se pretendem diferentes

temperaturas de evaporação (pressões de evaporação).

8.3.4. VÁLVULAS REGULADORAS DA PRESSÃO MÁXIMA DE

ASPIRAÇÃO

As válvulas reguladoras da pressão máxima de aspiração, também conhecidas como

reguladores da pressão máxima de aspiração ou reguladores de arranque do

compressor, são válvulas modulantes, de comando directo ou indirecto, que se destinam

a evitar que a pressão de aspiração do compressor ultrapasse determinado valor,

independentemente da pressão nos evaporadores (pressão de evaporação), pelo que são

instaladas na linha de baixa pressão próximo da aspiração do compressor.

Na figura 8.15 representa-se uma válvula reguladora da pressão máxima de aspiração de

comando directo.

Fig. 8.15: Válvula reguladora da pressão máxima de aspiração de comando directo

A principal vantagem resultante da utilização destas válvulas é evitar a sobrecarga dos

motores eléctricos de accionamento do compressor após a descongelação dos

evaporadores, nomeadamente em instalações frigoríficas onde a descongelação é

efectuada com gás quente.

Em instalações frigoríficas de grande capacidade e com vários evaporadores, estas

válvulas substituem com vantagem as válvulas expansoras termostáticas com carga

MOP.


161


8.3.5. VÁLVULAS REGULADORAS DA PRESSÃO MÍNIMA DE ASPIRAÇÃO

As válvulas reguladoras da pressão mínima de aspiração, também conhecidas como

reguladores de capacidade, são válvulas modulantes, de comando directo ou indirecto,

que actuam em função da pressão de aspiração do compressor, abrindo quando esta

desce relativamente ao valor para que estão reguladas, de forma a manter a referida

pressão de aspiração constante através da injecção, na linha de baixa pressão, de fluido

refrigerante proveniente da linha de alta pressão.

Na figura 8.16 representa-se uma válvula reguladora da pressão mínima de aspiração de

comando directo.

Fig. 8.16: Válvula reguladora da pressão mínima de aspiração de comando directo

Este sistema, ao corresponder a um aumento fictício da carga térmica da instalação

frigorífica, possibilita a manutenção da pressão de aspiração do compressor acima de

um valor mínimo evitando paragens frequentes do compressor independentemente do

nível de redução da carga térmica, nomeadamente em instalações frigoríficas com

vários evaporadores com diferentes temperaturas de evaporação.

O funcionamento e regulação destas válvulas é idêntico ao das válvulas expansoras

automáticas (pressostáticas).

8.3.6. VÁLVULAS REGULADORAS DA PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO

Conforme exposto, para que uma instalação frigorífica funcione correctamente a

pressão/temperatura de condensação deve manter-se dentro de determinados limites.

Em instalações frigoríficas com condensadores arrefecidos por água a regulação da

pressão/temperatura de condensação pode ser efectuada através de válvulas modulantes.

De comando directo ou indirecto, que permitem ajustar o caudal de água fornecida ao

condensador, ou seja evitam consumos desnecessários de água quando o compressor

está parado ou quando a carga térmica é reduzida.

De acordo com a grandeza física utilizada para comandar a válvula tem-se:

Válvulas pressostáticas;

Válvulas termostáticas.

As válvulas pressostáticas regulam a quantidade de água fornecida ao condensador em

função da pressão de condensação.


162


Na figura 8.17 representa-se uma válvula pressostática de comando directo.

Fig. 8.17: Válvula pressostática de comando directo

As válvulas pressostáticas são normalmente instaladas na conduta de entrada de água no

condensador. O tubo capilar, que envia o sinal de pressão para controlo da válvula,

montado na zona superior do condensador ou na conduta de descarga do compressor. A

pressão do fluido refrigerante transmite-se ao fole da válvula que actua em oposição à

mola existente na parte superior da válvula. A tensão desta mola, que determina a

pressão de fluido refrigerante a partir da qual a válvula começa a abrir, é regulada

manualmente.

Assim, as válvulas pressostáticas mantêm-se fechadas até que a pressão no condensador

atinja o valor para que estão reguladas. A partir deste ponto, a válvula vai abrindo dando

origem a um caudal de água, através do condensador, proporcional à pressão de

condensação (acção proporcional).

É de notar que em instalações frigoríficas equipadas com torre de arrefecimento, em vez

de válvulas pressostáticas, o ventilador, ou ventiladores, da torre estão ligados

electricamente ao compressor, parando e arrancando em simultâneo com ele.

As válvulas termostáticas regulam a quantidade de água a fornecer ao condensador em

função da temperatura da água à saída do condensador.

Na figura 8.18 representa-se uma válvula termostática de comando directo.

Fig. 8.18: Válvula termostática de comando directo


163


Na prática, considera-se normal um aumento da temperatura da água de arrefecimento

do condensador da ordem de 10 ºC. Como se sabe, se o caudal de água for insuficiente a

diferença entre as temperaturas de entrada e de saída aumenta, a alta pressão (pressão de

condensação) eleva-se acima do normal sobrecarregando o motor eléctrico de

accionamento do compressor, a condensação realiza-se com dificuldade, o fluido

refrigerante chega à válvula expansora a uma temperatura excessiva e a eficiência da

instalação frigorífica diminui. Estas válvulas devem fechar completamente um ou dois

minutos após a paragem do compressor, caso contrário deve-se comprovar o estado e/ou

a regulação da válvula termostática.

Em instalações frigoríficas com condensadores arrefecidos por ar a regulação da

pressão/temperatura de condensação pode ser efectuada através da sua área efectiva de

transmissão de calor. Esta variação é normalmente efectuada através de válvulas

modulantes, de comando directo ou indirecto, também denominadas reguladores da

pressão de condensação, montados entre o condensador e o depósito de líquido.

Os reguladores da pressão de condensação fecham quando a pressão diminui,

relativamente ao valor para que estão regulados, fazendo com que o fluido refrigerante,

na fase líquida, se acumule no condensador e, consequentemente, reduza a sua

superfície efectiva de transmissão de calor, ou seja reduza a capacidade do condensador.

Consegue-se assim manter a pressão de condensação dentro do valor desejado,

incluindo quando o ar de arrefecimento do condensador está a uma temperatura

demasiadamente baixa.

Na figura 8.19 representa-se um regulador da pressão de condensação de comando

directo.

Fig. 8.19: Regulador da pressão de condensação de comando directo

Dado que para além da pressão de condensação é necessário manter constante a pressão

no depósito de líquido, normalmente, além da válvula de regulação da pressão de

condensação, utiliza-se ainda uma válvula modulante de regulação da pressão no

depósito de líquido, conforme se representa na figura 8.20.

Fig. 8.20: Válvula de regulação da pressão no depósito de líquido

A válvula de regulação da pressão no depósito de líquido, também denominada válvula

diferencial, é normalmente instalada numa derivação e montada em paralelo com o


164


condensador. Estas válvulas são ajustadas para começarem a abrir quando a pressão no

depósito de líquido diminui de um valor mínimo, relativamente à pressão de

condensação (por exemplo 1,4 bar) e abrem completamente quando esta diferença de

pressões atinge um valor máximo (por exemplo 3 bar), garantindo assim que o fluido

refrigerante chega às válvulas expansoras com uma pressão constante.

8.4. VÁLVULAS NÃO MODULANTES

Para além das válvulas manuais utilizadas para corte e seccionamento do fluido

refrigerante em determinados pontos, as instalações frigoríficas podem ainda possuir

válvulas não modulantes, ou de acção instantânea (acção tudo-ou-nada), para protecção

e controlo:

Válvulas electromagnéticas (válvulas de solenóide);

Válvulas de segurança;

Válvulas de retenção.

Na figura 8.21 representa-se um tipo de válvula manual utilizada em instalações

frigoríficas.

Fig. 8.21: Válvula manual

8.4.1. VÁLVULAS ELECTROMAGNÉTICAS

As válvulas electromagnéticas, ou válvulas de solenóide, são válvulas de frequente

utilização em instalações frigoríficas que abrem ou fecham completamente ao

receberem um sinal eléctrico, normalmente de um termostato ou de um pressostato, ou

seja estabelecem ou interrompem o escoamento do fluido refrigerante (controlo do tipo

tudo-ou-nada).

Embora possam ser utilizadas em qualquer ponto de uma instalação frigorífica, a sua

aplicação mais frequente é nas linhas de líquido, pois possibilitam a paragem da

instalação por diminuição da pressão de evaporação (pump down). O corte da

alimentação de fluido refrigerante ao evaporador origina uma diminuição progressiva da

pressão de evaporação até que os mecanismos de segurança (protecção) provoquem a

paragem do compressor. Consegue-se assim garantir que, no arranque seguinte do

compressor, o evaporador não se encontre inundado e, consequentemente, não exista o

perigo de entrada de líquido refrigerante no compressor.

As válvulas electromagnéticas consistem, essencialmente, numa bobina com núcleo de

móvel, em ferro (armadura ou êmbolo), montada no corpo da válvula. A alimentação da


165


bobina cria um campo magnético que, actuando sobre o núcleo móvel, produz a força

necessária para actuar a válvula.

As válvulas electromagnéticas podem classificar-se em:

Válvulas de comando directo;

Válvulas de comando indirecto.

As válvulas electromagnéticas de comando directo caracterizam-se por o núcleo

móvel estar directamente ligado ao obturador da válvula, ou seja a válvula é actuada

logo que a bobina é alimentada.

Na figura 8.22 representa-se uma válvula electromagnética de comando directo.

Fig. 8.22: Válvula electromagnética de comando directo

As válvulas electromagnéticas de comando directo mantêm-se fechadas pela acção

conjunta das pressões entrada, da mola e do peso do núcleo móvel. Para que a válvula

abra é necessário que a força resultante do campo magnético, exercido pela bobina, seja

superior à força que tende a fechá-la.

Não considerando a força exercida pela mola e o peso do núcleo, a força de fecho é

proporcional à diferença entre as pressões de entrada e de saída do fluido e à área do

orifício de passagem do fluido refrigerante, ou seja quanto maior for a diferença de

pressões e/ou a secção de passagem da válvula maior será a força necessária para fechar

a válvula e, consequentemente, a dimensão da bobina.

Assim, relativamente às válvulas electromagnéticas de comando directo é possível

concluir que:

Devem ser preferencialmente utilizadas para pequenas capacidades frigoríficas;

Para que a válvula abra não é necessária uma diferença entre as pressões de

entrada e de saída do fluido refrigerante.

As válvulas electromagnéticas de comando indirecto (servocomandadas) são

caracterizadas por o núcleo móvel controlar o fecho e a abertura de um orifício auxiliar

(orifício piloto), em vez do orifício principal da válvula,

Assim, quando a bobina é alimentada o núcleo sobe e abre o orifício piloto. Dado que o

espaço sobre o diafragma é colocado em comunicação com a saída da válvula, a pressão

sobre ele diminui, mantendo-se num valor reduzido, próximo da pressão à saída da

válvula, pois o orifício piloto tem uma secção bastante superior aos orifícios de

equalização (normalmente de 3 para 1). É assim possível concluir que é necessário


166


existir uma diferença de pressões, entre o fluido refrigerante à entrada e à saída da

válvula, para que esta abra e se mantenha aberta.

Face ao seu princípio de funcionamento, nas válvulas electromagnéticas de comando

indirecto a dimensão da bobina é independente da dimensão, o que possibilita que

vários tipos de válvulas possuam bobinas da mesma dimensão e as torna

particularmente indicadas para instalações com médias ou grandes capacidades

frigoríficas.

Na figura 8.23 representa-se o funcionamento de uma válvula electromagnética

(Válvula fechada e válvula aberta).

Fig. 8.23: Funcionamento de uma válvula electromagnética

Para a selecção de uma válvula electromagnética devem ter-se em atenção os seguintes

aspectos:

Pressão a montante;

Perda de carga admissível através da válvula;

Capacidade da válvula;

Tipos de ligação;

Características do fluido refrigerante;

Alimentação eléctrica à bobina.

É de notar que a substituição de uma válvula electromagnética por outra, de marca ou

tipo diferente, deve ser feita comparando as suas capacidades e não a dimensão das

ligações.

Relativamente à montagem de válvulas electromagnéticas deve ter-se em atenção que:

Salvo em casos devidamente estudados, as válvulas electromagnéticas devem

ser sempre montadas na posição vertical (escoamento do fluido na direcção

horizontal) com a bobina na parte superior;

Deve ser sempre respeitado o sentido de escoamento indicado pelo fabricante.

As principais avarias que podem ocorrer nas válvulas electromagnéticas são:

Quando é estabelecida a alimentação eléctrica da bobina a válvula não abre;

Quando é interrompida a alimentação eléctrica da bobina a válvula não fecha.

É de notar que, como regra, sempre que uma válvula electromagnética seja desmontada

devem substituir-se todos os anéis de borracha e juntas de vedação.

Quando é estabelecida a alimentação eléctrica para a bobina e a válvula

electromagnética não abre as causas mais frequentes são:


167


Não existência tensão, ou tensão insuficiente, aos terminais da bobina;

Orientadores de fluxo magnético não montados;

Diferença de pressões entre a entrada e saída da válvula demasiadamente

elevada, no caso de válvulas electromagnéticas de comando indirecto;

Irregularidades nas paredes do núcleo móvel ou na camisa onde este está

instalado;

Viscosidade do fluido refrigerante demasiadamente elevada;

Impurezas nas paredes dos êmbolos, no caso de válvulas electromagnéticas de

comando indirecto.

Quando é interrompida a alimentação eléctrica da bobina e a válvula electromagnética

não fecha as causas mais frequentes são:

Bloqueamento dos orifícios de equalização;

Impurezas ou rugosidades na superfície de vedação do orifício piloto;

Impurezas na sede da válvula electromagnética;

Deformação do diafragma ou dos anéis de vedação dos êmbolos.

8.4.2. VÁLVULAS DE SEGURANÇA

As válvulas de segurança caracterizam-se por abrirem automaticamente (sem

intervenção exterior) quando a pressão a montante da válvula ultrapassa o valor para o

qual estão reguladas (pressão de abertura) e fecharem, também automaticamente, logo

que a referida pressão desça de um determinado valor, o qual, em regra, é 95 a 97 % da

pressão de abertura.

No aspecto construtivo, estas válvulas são constituídas por um obturador que é mantido

contra a sede por acção de uma mola, com porca de regulação, através da qual é

possível ajustar a pressão de abertura. A principal diferença entre as válvulas de

segurança destinadas a linhas de líquido e as válvulas de segurança destinadas a linhas

de vapor reside nos perfis dos obturadores e das sedes.

No caso de válvulas de segurança destinadas a linhas de líquido, dado que a descarga de

pequenas quantidades de fluido originam grandes diminuições de pressão, a abertura da

válvula deve ser gradual, atingindo o valor máximo (caudal máximo) para valores da

ordem de 110 a 125 % da pressão de abertura.

No caso de válvulas de segurança destinadas a linhas de vapor, devido à

compressibilidade do fluido refrigerante, para fazer cair a pressão é necessário que um

grande volume se possa escoar através da válvula num curto intervalo de tempo, ou seja

as válvulas de segurança para linhas de vapor devem possuir obturadores e sedes com

perfis que proporcionem a total abertura da válvula logo que se atinja a pressão de

abertura (caudal máximo).

A maior parte das instalações frigoríficas são equipadas com, pelo menos, uma válvula

de segurança no depósito de líquido ou no condensador no caso deste ser arrefecido por

água.


168


8.4.3. VÁLVULAS DE RETENÇÃO

As válvulas de retenção, ou sentido único de passagem, caracterizam-se por apenas

permitirem o escoamento do fluido refrigerante num único sentido, ou seja caso haja

tendência para a inversão do sentido do escoamento a diferença de pressões resultante

origina o seu fecho (sem intervenção exterior).

Na figura 8.24 representa-se uma válvula de retenção.

Fig. 8.24: Válvula de segurança

O sistema de fecho das válvulas de retenção é constituído por:

Obturador;

Haste;

Sede;

Mola.

O obturador é mantido afastado da sede (válvula aberta) por acção da pressão exercida

pelo fluido refrigerante em escoamento sobre a sua face inferior. A haste, solidária com

o obturador, desliza no interior de uma guia interna. A mola tem tendência a manter a

válvula fechada. De modo a obterem-se baixas perdas de carga a tensão na mola deve

ser reduzida.

Numa instalação frigorífica as válvulas de retenção podem ser montadas em qualquer

posição e em qualquer ponto do circuito onde se pretenda que o escoamento do fluido

refrigerante se efectue, obrigatoriamente, num único sentido.

Em instalações frigoríficas com evaporadores múltiplos a funcionarem com diferentes

temperaturas de evaporação é indispensável a instalação de válvulas de retenção, as

quais representam uma garantia contra desequilíbrios de funcionamento que podem

resultar de variações de carga nos evaporadores, pois impedem a passagem de fluido

refrigerante dos evaporadores com temperaturas de evaporação mais elevadas (pressões

mais elevadas) para os evaporadores com temperaturas de evaporação mais baixas

(pressões mais baixas).

8.5. HIGROSTATOS

O teor de humidade do ar é uma grandeza que, em certas situações (conforto humano e

controlo da qualidade de certos produtos) pode apresentar valores críticos. Por exemplo

a existência de humidade no interior de câmaras frigoríficas pode ter origem em:

Entradas de ar húmido;

Desidratação dos produtos armazenados.


169


Os higrostatos são dispositivos que têm como objectivo detectar variações de humidade

e transformá-las em sinais eléctricos que actuam outros órgãos do sistema.

Verifica-se assim que os higrostatos funcionam, essencialmente, como interruptores

eléctricos que enviam um sinal de actuação quando a humidade de um ambiente atinge

o valor de regulação estabelecido (set-point), ou seja proporcionam uma acção de

controlo tudo-ou-nada (on-off).

Tal como os termostatos, os higrostatos podem ser de dois tipos:

Mecânicos;

Eléctricos/electrónicos.

Nos higrostatos mecânicos utiliza-se a propriedade da variação de dimensão de algumas

substâncias ser função do grau de humidade do ambiente que as rodeia.

Nos higrostatos eléctricos/electrónicos é utilizada a propriedade da maior, ou menor,

condutividade eléctrica de algumas substâncias ser função do grau de humidade do

ambiente a que estão sujeitas.

Na instalação de higrostatos devem adoptar-se os seguintes cuidados quanto à colocação

do respectivo elemento sensor:

Não o colocar em locais onde exista a possibilidade de entrar em contacto

directo com a água;

Não o colocar em locais sujeitos a grandes variações de temperatura, para que

não se originem condensações.

8.6. MANÓMETROS E TERMÓMETROS

Os manómetros normalmente utilizados em instalações frigoríficas são do tipo

metálico (Boudon) com escalas em mmHg, para pressões inferiores à pressão

atmosférica, e em bar ou em kg/cm2, para pressões superiores à pressão atmosférica.

Numa instalação frigorífica são normalmente montados manómetros nos seguintes

pontos:

Descarga do compressor (alta pressão);

Aspiração do compressor (baixa pressão);

Circuito de óleo lubrificante (compressores com lubrificação forçada).

De acordo com o agente refrigerante utilizado, além da escala de pressões, os

manómetros possuem ainda a correspondente escala de temperaturas de saturação.

Os manómetros são normalmente montados com pequenas válvulas, as quais permitem

o amortecimento de vibrações causadas por variações de pressão. A fim de evitar a

fadiga dos instrumentos e eventuais fugas através dos mesmos, estas válvulas só

deverão estar abertas na altura em que se realizam as correspondentes leituras.

Na figura 8.25 representa-se um dos tipos de manómetros mais utilizados em

instalações frigoríficas.


170


Fig. 8.25: Manómetro

Os termómetros normalmente utilizados em instalações frigoríficas podem ser dos

seguintes tipos:

De bolbo;

De termopar.

Numa instalação frigorífica são normalmente instalados termómetros nos seguintes

pontos:

Descarga do compressor (temperatura de compressão);

Aspiração do compressor (temperatura de aspiração);

Linha de líquido (subarrefecimento).

8.7. DISPOSITIVOS AUXILIARES

8.7.1. FILTROS

Conforme o fim a que se destinam, os filtros podem dividir-se em dois grandes grupos:

Filtros sem elemento secador;

Filtros com elemento secador.

Os filtros sem elemento secador destinam-se a eliminar partículas estranhas

eventualmente existente no interior da instalação frigorífica. A existência destas

partículas estranhas pode ter origem:

Na deterioração de algum componente;

No próprio óleo lubrificante.

Assim, os filtros sem elemento secador devem ser colocados nos pontos mais sensíveis

da instalação frigorífica, particularmente antes dos dispositivos de laminagem e junto à

aspiração do compressor.

Como se sabe, a presença de humidade no fluido refrigerante origina sempre sérios

problemas, nomeadamente danificar por corrosão, as válvulas do compressor, originar a

formação de lamas, quando em contacto com o óleo lubrificante, e, na expansão a

baixas temperaturas, pode formar cristais de gelo que obturam o orifício das válvulas

expansoras.


171


Mesmo que as operações de vazio e de carga de fluido refrigerante se executem com a

máxima perfeição, no interior da instalação frigorífica fica sempre alguma humidade

que é necessário remover. Com este objectivo, na linha de líquido, antes da válvula

electromagnética ou antes da válvula expansora, são instalados filtros com elemento

secador, também denominados filtros secadores ou filtros desidratadores.

Assim, um filtro secador consiste num recipiente cheio com uma substância

higroscópica que cumpre a dupla função de absorver a humidade residual,

eventualmente existente em instalações frigoríficas, e reter pequenas partículas sólidas

que possam existir no fluido refrigerante.

Os filtros secadores podem ainda classificar-se em:

Filtros recarregáveis;

Filtros não recarregáveis.

N afigura 8.26 representa-se um filtro secador do tipo não recarregável.

Fig. 8.26: Filtro secador não recarregável

Para que se verifique uma diminuição da velocidade de escoamento do fluido

refrigerante, com o consequente aumento da capacidade de secagem e diminuição da

perda de carga, os filtros secadores possuem, normalmente, diâmetros elevados

relativamente ao diâmetro das condutas onde estão montados.

Na figura 8.27 representa-se aforma de instalação de filtros secadores.

Fig. 8.27: Instalação de filtros secadores

Na instalação de filtros secadores devem ter-se em atenção os seguintes aspectos:

Respeitar o sentido de escoamento do fluido refrigerante indicado no filtro;

Abrir o filtro apenas quando for para ser instalado;

Sempre que possível utilizar o esquema indicado na figura 8.27;

Deve ser substituído sempre que o respectivo indicador acusar a presença de

humidade no sistema.

Existem dois tipos de agentes secadores:


172


Químicos;

Físicos.

A existência de um filtro secador não elimina a necessidade de se proceder às normais

operações de limpeza, desidratação e vazio das instalações frigoríficas. Para idênticas

dimensões os filtros secadores podem conter uma carga variável de agente desidratante.

A selecção do agente desidratante é função da quantidade de fluido refrigerante do

sistema e não da potência frigorífica do compressor.

8.7.2. VISORES

Os visores são normalmente instalados nas linhas de líquido, depois do filtro secador e

constituem um meio de, através da observação do escoamento do fluido refrigerante,

avaliar:

Se a instalação frigorífica tem ou não suficiente carga de fluido refrigerante;

Se existe humidade no fluido refrigerante.

Na figura 8.28 representa-se um dos tipos de visor mais utilizados em instalações

frigoríficas.

Fig. 8.28: Visor

Se a instalação frigorífica não possuir fluido refrigerante suficiente aparecem no vidro

do visor bolhas de vapor misturadas com fluido refrigerante líquido. Quando as linhas

de líquido têm um comprimento elevado é frequente a montagem de um visor junto à

sua região terminal. Neste caso, deve ter-se em atenção que o aparecimento de bolhas de

vapor pode indicar uma perda de carga excessiva ou um insuficiente subarrefecimento

no condensador e não, propriamente, falta de fluido refrigerante.

A existência de humidade no fluido refrigerante, acima de um certo valor, pode

verificar-se através da mudança de cor do ponto central do visor, no qual existe uma

pastilha impregnada com um sal químico que permite a verificação do estado do fluido

refrigerante quanto ao teor de humidade e, consequentemente, ajuizar da eficácia do

filtro secador.

Esta mudança de cor é reversível. Assim, se o verde, indicativo de um baixo teor de

humidade, passar a amarelo indica que o teor de humidade existente no fluido

refrigerante é excessivo. Depois da substituição do filtro secador, logo que o teor de

humidade desça do máximo valor previsto, a cor amarela passa novamente a verde.


173


8.7.3. DEPÓSITOS DE LÍQUIDO

Os depósitos de líquido situam-se a jusante do condensador e tem as seguintes funções:

Acumular o fluido refrigerante em excesso quando a instalação frigorífica

funciona em regimes de carga variável;

Manter um selo líquido, após o condensador, de modo a impedir que chegue

vapor ao dispositivo de expansão;

Recolher a carga de fluido refrigerante existente no instalação frigorífica sempre

que se preveja uma paragem prolongada ou seja necessário efectuar trabalhos de

reparação.

Assim, o depósito de líquido recolhe o líquido refrigerante proveniente do condensador

permitindo que este funcione com a máxima superfície efectiva de permuta de calor,

devendo ser dimensionado de modo a que em cerca de 80 % do seu volume possa

receber a carga de refrigerante (líquido) da instalação frigorífica, ou seja deve existir

sempre uma almofada de vapor para atenuar os esforços hidrostáticos resultantes da

variação de volume do fluido refrigerante com a temperatura.

É assim possível concluir que as instalações frigoríficas devem possuir depósito de

líquido sempre que:

Sejam previsíveis acentuadas variações de carga térmica;

Se utilizem condensadores arrefecidos por ar.

No caso de condensadores arrefecidos por água, desde que o seu volume seja suficiente,

o condensador pode funcionar como depósito de líquido, o que normalmente se verifica

em instalações frigoríficas de pequena dimensão.

8.7.4. SEPARADORES DE LÍQUIDO

Os separadores de líquido têm como função evitar a admissão de fluido refrigerante

líquido no compressor.

Os separadores de líquido consistem num reservatório instalado na linha de aspiração

do compressor, no qual se dá a separação de eventuais partículas de líquido refrigerante

que possam existir em suspensão no fluido refrigerante (na fase de vapor) proveniente

do evaporador.

Esta separação dá-se por diminuição brusca da velocidade do fluido refrigerante o que

permite, por gravidade, depositar as partículas de líquido refrigerante e,

consequentemente, separá-las do restante fluido refrigerante na fase de vapor. Os

separadores de líquido são normalmente dimensionados para velocidades de

escoamento do fluido refrigerante da ordem de 0,8 m/s.

Em instalações frigoríficas com evaporadores do tipo inundado os separadores de

líquido, para além de separarem as gotas de líquido arrastadas pelo fluido refrigerante,

permitem, devido à coluna de líquido, criar a diferença de pressões necessária para

circulação de fluido refrigerante através do evaporador.


174


8.7.5. SEPARADORES DE ÓLEO

Numa instalação frigorífica o óleo lubrificante deve permanecer no interior do

compressor. Fora do compressor a presença do óleo pode ser muito prejudicial, pois tem

a tendência para se acumular no evaporador e no condensador, reduzindo

consideravelmente as respectivas capacidades. Por outro lado, se o nível de óleo no

carter do compressor for demasiadamente baixo origina uma lubrificação insuficiente

do mesmo.

Os separadores de óleo destinam-se a separar o óleo lubrificante que é arrastado pelo

fluido refrigerante após a compressão, fazendo-o regressar ao compressor. Existem dois

tipos de separadores de óleo:

Separadores de óleo mecânicos;

Separadores de óleo por arrefecimento.

Nos separadores de óleo mecânicos a separação do óleo lubrificante existente em

suspensão no fluido refrigerante é conseguida por variação simultânea da velocidade e

da direcção de escoamento do fluido refrigerante. Conforme se representa na figura

8.29, estes separadores são constituídos por um cilindro com um filtro em lã de aço,

cujo diâmetro é calculado de modo a que a velocidade do fluido refrigerante, através do

separador de óleo, não ultrapasse 1 m/s, sendo normais valores da ordem de 0,5 m/s.

Fig. 8.29: Separador de óleo mecânico

O óleo lubrificante, depois de separado do fluido refrigerante acumula-se na região

inferior do separador de óleo, sendo o seu retorno ao compressor controlado por uma

válvula de flutuador.

Nos separadores de óleo por arrefecimento o contacto da mistura fluido

refrigerante/gotas de óleo lubrificante com as superfícies frias provoca a precipitação

das gotas de óleo. O óleo lubrificante, sendo mais denso, fica acumulado na região

inferior do separador, sendo o seu retorno ao compressor controlado por uma válvula

com flutuador.

A selecção de um separador de óleo é função:

Da potência frigorífica da instalação;

Do fluido refrigerante utilizado.


175


8.7.6. PERMUTADORES DE CALOR LÍQUIDO/VAPOR

Os permutadores de calor líquido/vapor permitem subarrefecer o refrigerante líquido,

proveniente do condensador, à custa do refrigerante na fase de vapor, proveniente do

evaporador, antes de ser aspirado pelo compressor.

A adopção de permutadores de calor proporciona:

O sobreaquecimento do fluido refrigerante na linha de aspiração do compressor,

o que origina uma maior protecção do compressor contra golpes de líquido e

reduz a formação de condensados ou gelo na superfície exterior da linha de

aspiração, caso não exista isolamento;

O subarrefecimento do fluido refrigerante, o que evita a possibilidade da sua

vaporização parcial ao longo da linha de líquido, ou seja reduziria a capacidade

da válvula expansora;

Um aumento da eficiência da instalação frigorífica, pois atenuam-se, ou

eliminam-se, as perdas acima referidas.

Conforme se representa na figura 8.30, os permutadores de calor líquido/vapor

utilizados em instalações frigoríficas são constituídos por dois tubos concêntricos, sendo

o tubo interior, normalmente, alhetado. Os dois fluidos em contacto térmico escoam-se

em contracorrente, de modo a proporcionarem a máxima transferência de calor com

uma perda de carga mínima.

Fig. 8.30: Permutador de calor líquido/vapor

O espaço anular obriga o refrigerante líquido a entrar em contacto com toda a superfície

de transmissão de calor e impede a formação de condensados sobre a superfície exterior.

As alhetas colocadas no tubo interior originam que o escoamento do fluido refrigerante

na fase de vapor seja turbulento.

8.7.7. ARREFECEDORES INTERMÉDIOS

Os arrefecedores intermédios, ou reservatórios intermédios, utilizam-se em instalações

frigoríficas de compressão múltipla e têm como função:

Proporcionar o arrefecimento intermédio do fluido refrigerante antes de ser

aspirado pelo compressor de alta pressão;

Provocar o subarrefecimento do fluido refrigerante antes do dispositivo de

expansão.

Os arrefcedores intermédios que proporcionam o subarrefecimento do fluido

refrigerante, antes do dispositivo de expansão, possuem, normalmente, no seu interior

uma serpentina.


176


8.7.8. PURGADOR DE GASES NÃO CONDENSÁVEIS

Como se sabe, a existência de ar e outros gases não condensáveis, numa instalação

frigorífica, provoca exageradas pressões de condensação e, consequentemente, a

diminuição do rendimento do condensador e da própria instalação.

Os purgadores de gases não condensáveis têm como objectivo proporcionar a

eliminação do ar e de outros gases não condensáveis e assim garantir o correcto

funcionamento da instalação frigorífica.

Dado que a acumulação de gases não condensáveis ocorre no condensador e7ou no

depósito de líquido, a sua eliminação é efectuada através de válvulas de purga, manuais

ou automáticas, as quais permitem a extracção dos referidos gases sem perda de fluido

refrigerante.


177


9. CONTROLO DA CAPACIDADE

A variação da carga térmica de uma instalação frigorífica origina, necessariamente,

alterações nas condições de funcionamento e, consequentemente, na capacidade da

instalação.

Para que as condições nominais se mantenham uma instalação frigorífica deverá ser

dimensionada para uma capacidade igual, ou ligeiramente superior, à carga térmica

máxima.

Sempre que a carga térmica seja inferior à carga térmica máxima a capacidade

frigorífica do sistema torna-se excessiva.

Quando não existem processos para controlar a referida capacidade frigorífica a

diminuição da carga térmica traduz-se, necessariamente, num sobredimensionamento do

compressor, o qual origina uma diminuição da pressão de evaporação e,

consequentemente, da correspondente temperatura.

A redução da temperatura de evaporação é, quase sempre, indesejável, pois a

conservação de produtos abaixo de determinadas temperaturas pode ser-lhes prejudicial.

Como consequência de condensações do vapor de água, o ar ao ser arrefecido

directamente no evaporador pode originar a formação de gelo sobre a serpentina, o que,

além de a isolar termicamente, pode obstruir o escoamento do ar.

No caso de arrefecimento de líquidos, uma diminuição da temperatura de evaporação

pode originar a sua congelação e a consequente danificação do evaporador.

Também no campo da climatização uma redução da temperatura de evaporação é

indesejável. Uma das principais características das centrais frigoríficas destinadas a

instalações de ar condicionado é a de lhes serem solicitadas potências frigoríficas

variáveis devido às fortes oscilações da carga térmica, tanto ao longo do dia como ao

longo do ano. Uma redução da temperatura de evaporação, nomeadamente nos casos em

que o ar é arrefecido indirectamente, através de água, pode originar a sua congelação no

interior do evaporador.

É assim possível concluir que, no funcionamento de uma instalação frigorífica, assume

particular importância o equilíbrio entre a condensação e a evaporação, pois sempre que

uma unidade de condensação (compressor + condensador) é ligada a um evaporador

estabelece-se entre eles um equilíbrio tal que as taxas de condensação e de evaporação

do fluido refrigerante se igualam.

Verifica-se assim a necessidade de controlar a capacidade do sistema para que, quando

se verificar uma redução da carga térmica, a temperatura de evaporação não sofra

desvios indesejáveis.

Como exemplo do exposto, considere-se a instalação frigorífica representada na figura

9.1, composta por compressor (1), condensador (2) e evaporador (3).


178


Fig. 9.1: Exemplo de uma instalação frigorífica

Para manter constante e no valor desejado a temperatura (TA) do meio a arrefecer seria

necessário instalar as válvulas ajustáveis 4 e 5, pois, quando as necessidades de frio

variam, é preciso ter em atenção as variações de carga térmica no evaporador e no

condensador. Com o compressor em funcionamento contínuo se as válvulas 4 e 5 não

forem ajustáveis a instalação não conseguirá manter a mesma temperatura no verão e no

inverno, conforme se representa na figura 9.2.

Fig. 9.2: Funcionamento de uma instalação frigorífica no verão e no inverno

Na figura 9.2 as linhas contínuas representam o funcionamento de verão onde, por

exemplo, se considera que a temperatura de condensação é de +35 ºC e as linhas a traço

interrompido representam o funcionamento de inverno onde, por exemplo, se considera

que a temperatura de condensação é de +25 ºC. Do mesmo modo, as linhas C

representam as curvas características do grupo compressor e as linhas E representam as

curvas características do evaporador.

O ponto de intersecção das curvas C e E representa o ponto de equilíbrio da instalação

frigorífica (igualdade entre a capacidade do grupo compressor e a capacidade do

evaporador).

A capacidade frigorífica do grupo compressor aumenta quando a temperatura de

evaporação (TE) aumenta. Por outro lado, a capacidade frigorífica do evaporador

aumenta quando aumenta a diferença entre a temperatura do meio a arrefecer e a

temperatura de evaporação (TA-TE). Se a necessidade de frio diminui de , no verão,

para , no inverno, a temperatura do meio a arrefecer baixa de para

.


179


Para satisfazer as necessidades de frio, as capacidades frigoríficas do compressor, do

condensador e do evaporador devem ser ajustadas, por exemplo, mediante a regulação

do tempo de funcionamento do compressor e reduzindo o caudal de água de

arrefecimento do condensador (válvula 5) e o caudal de fluido refrigerante através do

evaporador (válvula 4).

É assim possível concluir que quando se pretende variar a capacidade frigorífica da

instalação, sem se alterarem as condições de funcionamento, é necessário controlar,

directamente, tanto a capacidade frigorífica do evaporador como a capacidade

frigorífica do grupo compressor.

Para além dos dispositivos de laminagem os quais, conforme exposto, através do

controlo do caudal de fluido refrigerante, constituem uma das mais importantes formas

de controlar a capacidade de uma instalação frigorífica, os principais processos

utilizados para controlar a capacidade de uma instalação frigorífica são:

Controlo da capacidade do compressor;

Controlo da capacidade do condensador;

Controlo da capacidade do evaporador.

O tipo de controlo de capacidade (equilíbrio da capacidade de refrigeração com a carga

térmica) mais adequado a cada caso depende, fundamentalmente, das condições e

requisitos da instalação frigorífica.

Enquanto algumas instalações apenas requerem um ou dois graus de controlo da

capacidade outras, de modo a obter-se a flexibilidade desejada, utilizam

simultaneamente vários métodos.

Assim, por exemplo, quando se pretende variar a capacidade da instalação, sem se

alterarem as condições de funcionamento, é necessário controlar, directamente, tanto a

capacidade do evaporador como a capacidade do grupo compressor.

As principais causas da variação da capacidade de uma instalação frigorífica são:

Alteração das temperaturas de condensação e/ou de evaporação;

Alteração da relação de compressão;

Sobreaquecimento do vapor na aspiração do compressor;

Subarrefecimento do líquido antes da válvula expansora.

9.1. CONTROLO DA CAPACIDADE DO COMPRESSOR

Em algumas instalações a capacidade de refrigeração é controlada exclusivamente

através do compressor. Em virtude do caudal mássico de fluido refrigerante em

circulação ser o mesmo em todos os componentes da instalação, qualquer alteração na

capacidade de um deles, como é o caso do compressor, terá como resultado uma

alteração na capacidade de todos os outros.

Os processos utilizados para controlar a capacidade dos compressores são,

normalmente, função do tipo de compressor.


180


9.1.1. COMPRESSORES ALTERNATIVOS

Os principais processos utilizados para controlar a capacidade frigorífica de

compressores alternativos são:

Alteração da velocidade;

Alteração da cilindrada.

O de controlo da capacidade do compressor através da alteração da velocidade baseia-se

no facto da sua capacidade frigorífica ser proporcional à velocidade.

Conforme o nome indica, a alteração da velocidade do compressor consiste em fazer

variar a velocidade do motor de accionamento do compressor, a qual pode ser

conseguida das seguintes formas:

Tudo-ou-nada (on-off);

Contínua;

Descontínua.

A variação da velocidade do compressor por tudo-ou-nada consiste em fazer variar

a capacidade do compressor através do seu arranque e paragem, o que se pode obter

através da montagem de:

Um pressostato de baixa pressão, o qual, sempre que a pressão de aspiração

baixar de um certo valor, corta a energia para o motor de accionamento do

compressor;

Um termostato, cujo bolbo esteja colocado no interior do meio a arrefecer, o

qual, sempre que a temperatura do meio a arrefecer baixe de um determinado

valor, corta a energia para o motor de accionamento do compressor.

Este sistema utiliza-se em pequenas instalações frigoríficas ou quando a carga térmica

não sofre variações apreciáveis. Se a carga térmica for baixa, relativamente à potência

do compressor, produzem-se frequentes arranques e paragens do compressor o que

pode originar graves avarias, nomeadamente no circuito eléctrico.

A variação contínua da velocidade do compressor é facilmente conseguida se o

accionamento for efectuado através de turbinas de vapor ou de máquinas de combustão

interna. Se o accionamento for eléctrico existem limitações à utilização deste processo

de controlo da capacidade.

A variação descontínua da velocidade do compressor utiliza-se em instalações

frigoríficas com cargas térmicas constantes ou que apresentem pequenas oscilações. A

variação descontínua da velocidade do compressor consegue-se através da utilização de:

Correias de accionamento: as quais permitem, dentro de certos limites, escolher

o jogo de tambores mais adequado para uma determinada velocidade;

Motores eléctricos com mais do que uma velocidade: devido ao facto de ser

muito caro este sistema é pouco utilizado.

A variação da cilindrada do compressor pode ser manual ou automática e consegue-

se através de:

Alteração do número de cilindros em serviço;

Instalação de compressores em paralelo;


181


Aumento do espaço morto;

Limitação do curso útil do êmbolo.

A alteração do número de cilindros em serviço (cilindros activos) é utilizado em

compressores com vários cilindros e pode ser obtida através de:

Imobilização, por levantamento, das válvulas de aspiração do compressor;

By-pass entre os colectores de aspiração e de descarga do compressor;

Fecho da válvula de aspiração do compressor.

Na imobilização, por levantamento, das válvulas de aspiração do compressor o

fluido refrigerante (vapor) não chega a entrar no compressor, pois o interior do cilindro

está comunicado com o colector de aspiração do compressor.

No by-pass entre os colectores de aspiração e de descarga do compressor ao

igualarem-se as pressões entre as válvulas de aspiração e de descarga do cilindro não

existe trabalho real de compressão, no entanto existe um trabalho mínimo adicional

correspondente à abertura das válvulas.

O fecho da válvula de aspiração do compressor consiste em interromper a passagem

de fluido refrigerante para o interior dos cilindros, não existindo compressão. Este

método tem o inconveniente de poder originar vácuo no interior dos cilindros, o que

pode provocar um fluxo de óleo lubrificante para o seu interior, nomeadamente se as

válvulas não vedarem perfeitamente.

A instalação de compressores em paralelo permite que, ao baixar a carga térmica, a

capacidade de compressão possa ser reduzida, de forma adequada, através da paragem

de um ou mais compressores, ou seja apenas se mantém em funcionamento o número de

compressores absolutamente necessário. Embora seja um método caro, este sistema é

utilizado quando, por motivos económicos, é necessária uma elevada segurança de

funcionamento.

O aumento do espaço morto consiste em, através de uma câmara adicional regulada do

exterior, aumentar o espaço morto do cilindro. Actualmente, este método de alteração

da cilindrada dos compressores está praticamente abandonado.

A limitação do curso útil do êmbolo consiste em efectuar orifícios nas paredes dos

cilindros, que estão em contacto com o colector de aspiração do compressor, permitindo

que durante a compressão o fluido refrigerante se escape para o exterior do cilindro.

Actualmente, este método de alteração da cilindrada do compressor está praticamente

abandonado.

9.1.2. COMPRESSORES DE PARAFUSO

Em compressores de parafuso (compressores helicoidais) o controlo da capacidade é

normalmente conseguido através da abertura gradual do orifício de aspiração, ou seja o

controlo da capacidade é efectuado por variação do volume de vapor existente no

interior do compressor e, consequentemente, por variação do caudal mássico de fluido

refrigerante efectivamente aspirado.


182


A abertura gradual do orifício de aspiração é conseguido através de uma válvula de

gaveta deslizante, com movimento axial, cuja função é devolver à região de aspiração

do compressor uma parte do fluido refrigerante aspirado a8variável com a posição da

válvula), conforme se representa na figura 9.3.

Fig. 9.3: Controlo da capacidade em compressores de parafuso

A quantidade de fluido refrigerante recirculada depende da posição da válvula de gaveta

deslizante, a qual é controlada electronicamente e actuada através de um mecanismo

hidráulico.

Quando o compressor funciona em condições de capacidade máxima a válvula de

gaveta encontra-se na posição de completamente fechada (a quantidade de fluido

refrigerante recirculado é nula). Com este sistema conseguem-se variações contínuas da

capacidade de refrigeração do compressor compreendidas entre 10 e 100 %.

9.1.3. COMPRESSORES CENTRÍFUGOS

O controlo da capacidade de compressores centrífugos é efectuada normalmente através

dos seguintes processos:

Alteração da velocidade do motor de accionamento do compressor;

Pré-rotação do fluido refrigerante na aspiração do compressor por acção de

deflectores;

Laminagem do fluido refrigerante na aspiração do compressor.

Estas formas de regulação da capacidade de compressores centrífugos constituem uma

das principais vantagens deste tipo de compressores.

9.2. CONTROLO DA CAPACIDADE DO CONDENSADOR

O controlo da capacidade do condensador consiste na regulação da pressão de

condensação. Isto é conseguido através da regulação da temperatura de condensação,

pois, como se sabe, para que uma instalação frigorífica funcione correcta e eficazmente

a temperatura de condensação deve manter-se dentro de certos limites.

Pressões de condensação demasiadamente baixas originam:

Redução da capacidade do dispositivo de laminagem;

Dificuldades de alimentação do evaporador.


183


Por outro lado, pressões de condensação demasiadamente elevadas originam:

Redução da capacidade de refrigeração do compressor;

Aumento da potência consumida;

Diminuição da eficiência do ciclo.

É de notar que a temperatura de condensação depende, fundamentalmente, da

temperatura do fluido arrefecedor do condensador (ar ou água), bem como do respectivo

caudal e da respectiva área de permuta de calor.

9.2.1. CONDENSADORES ARREFECIDOS POR ÁGUA

No caso de condensadores arrefecidos por água a regulação da pressão/temperatura de

condensação é efectuada através de válvulas modulantes que permitem variar o caudal

da água de arrefecimento. Consoante a grandeza física utilizada para controlar estas

válvulas têm-se:

Válvulas pressostáticas: actuam em função da pressão de condensação;

Válvulas termostáticas: actuam em função de temperatura de condensação.

Assim, em condensadores arrefecidos por água proveniente de torres de arrefecimento,

a regulação da temperatura de condensação é efectuada através de uma válvula de três

vias. Esta válvula, através de um by-pass, faz com que apenas uma parte da água

atravesse o condensador, mantendo, no entanto, constante o caudal de água através da

torre de arrefecimento.

Em condensadores arrefecidos por água proveniente da rede pública utiliza-se,

normalmente, uma válvula que regula directamente o caudal de água que chega ao

condensador. Com este sistema é possível economizar a quantidade de água consumida.

9.2.2. CONDENSADORES ARREFECIDOS POR AR

No caso de condensadores arrefecidos por ar os sistemas utilizados na regulação da

pressão/temperatura podem dividir-se em dois grandes grupos:

Variação do caudal de ar através do condensador;

Variação da área de permuta de calor efectiva do condensador.

A variação do caudal de ar através do condensador pode efectuar-se através de:

Arranque/paragem dos ventiladores em sequência;

Redução do caudal de ar aspirado pelos ventiladores;

Variação da velocidade dos motores de accionamento dos ventiladores.

O arranque/paragem dos ventiladores em sequência é, normalmente, utilizada em

condensadores que possuam vários ventiladores axiais. A alimentação de energia

eléctrica para cada ventilador processa-se através dos contactos de um pressostato

actuado pela pressão de condensação.

Assim, quando a pressão no condensador desce do valor para que está regulado o

primeiro pressostato pára o primeiro ventilador. Se a pressão de condensação continuar


184


a descer pára o segundo ventilador e assim sucessivamente até a pressão de

condensação estabilizar. O ajuste dos pressostatos é efectuado em sequência com

pequenos intervalos de pressão.

Em algumas unidades existe um regulador de velocidade para o último ventilador.

Consegue-se assim manter a instalação frigorífica em funcionamento, mesmo com

baixas temperaturas exteriores, sem necessidade de chapas deflectoras. Este regulador

aumenta ou diminui a velocidade do ventilador de acordo com o correspondente

aumento ou diminuição da pressão de condensação.

A redução do caudal de ar aspirado pelos ventiladores é conseguida através de

chapas deflectoras e utiliza-se, preferencialmente, em unidades equipadas com

ventiladores centrífugos, sendo adequada para baixas temperaturas exteriores.

As chapas deflectoras são accionadas por um mecanismo hidráulico actuado em função

da pressão de condensação ou por um motor eléctrico actuado em função da

temperatura de condensação.

A variação da velocidade dos motores de accionamento dos ventiladores é

conseguida através da variação da respectiva tensão eléctrica de alimentação, sendo a

sua utilização típica de condensadores com um único ventilador. É de notar que este

método resulta excessivamente caro.

A variação da área de permuta de calor efectiva do condensador é, normalmente,

conseguida através de um by-pass onde se instalam válvulas modulantes automáticas, as

quais, de acordo com a pressão de condensação, permitem variar a quantidade de fluido

refrigerante acumulado no condensador

Dado que, além da pressão de condensação, é necessário manter constante a pressão no

depósito de líquido, utilizam-se, normalmente duas válvulas com regulação

independente (regulador de pressão de condensação e válvula diferencial).

Na figura 9.4 representa-se uma forma de variação da área de permuta de calor efectiva

do condensador, muito utilizada em instalações frigoríficas com condensadores

arrefecidos por ar.

Fig. 9.4: Esquema de variação da área de permuta de calor efectiva do condensador


185


9.3. CONTROLO DA CAPACIDADE DO EVAPORADOR

O controlo da capacidade do evaporador consiste na regulação da pressão e,

consequentemente, da temperatura de evaporação. Existem fundamentalmente três

métodos de controlo da capacidade dos evaporadores:

Controlo tudo-ou-nada (on-off);

Controlo contínuo;

Aumento fictício da carga térmica.

9.3.1. CONTROLO TUDO-OU-NADA

O controlo da capacidade do evaporador por tudo-ou-nada consiste em instalar uma

válvula electromagnética, a montante do dispositivo de laminagem, comandada por

termostato cujo bolbo está colocado em contacto com o meio a arrefecer.

Assim, sempre que a temperatura do meio a arrefecer atinja a temperatura de referência

do termostato, este, através da válvula electromagnética, corta a alimentação de fluido

refrigerante ao respectivo evaporador (arrefecedor de ar).

9.3.2. CONTROLO CONTÍNUO

O controlo contínuo da capacidade do evaporador consiste na instalação de válvulas

reguladoras da pressão de evaporação (válvulas de pressão constante) a jusante dos

evaporadores, o que permite tornar as pressões de evaporação constantes e

independentes da pressão de aspiração do compressor.

Este tipo de controlo da capacidade do evaporador é particularmente indicado para

instalações frigoríficas com um único compressor e várias temperaturas de evaporação

(vários evaporadores).

9.3.3. AUMENTO FICTÍCIO DA CARGA TÉRMICA

Este tipo de controlo da capacidade de evaporadores é constituído por um by-pass entre

as linhas de alta pressão e de baixa pressão. Assim, através da injecção na linha de baixa

pressão de fluido refrigerante proveniente da alta pressão é possível manter a pressão de

aspiração do compressor acima de um valor mínimo que permita manter o compressor

em funcionamento contínuo independentemente do nível de redução da carga térmica.

No caso de se prever a possibilidade de temperaturas de descarga do compressor muito

elevadas, o que por vezes acontece quando a redução de capacidade pretendida

ultrapassa os 40 %, deverá existir a possibilidade de injecção de líquido refrigerante na

linha de aspiração do compressor, devendo neste caso a válvula de injecção de líquido

ser prevista para uma capacidade de aproximadamente 20 % da válvula de pressão

constante.


186


Este processo de controlo da capacidade do evaporador tanto pode ser utilizado em

instalações frigoríficas com vários evaporadores e um único compressor, quer esteja ou

não previsto qualquer outro sistema de controlo de capacidade, como em instalações

frigoríficas com vários evaporadores e vários compressores onde se verifique a

necessidade de variação progressiva da capacidade.

Os processos de aumento fictício da carga térmica de uma instalação frigorífica são

basicamente os seguintes:

By-pass de gás quente entre a descarga e a aspiração do compressor;

By-pass de gás quente entre a descarga do compressor e o evaporador;

By-pass de gás quente entre a descarga e a aspiração do compressor com

injecção de líquido;

By-pass entre o depósito de líquido e a aspiração do compressor.

O by-pass de gás quente entre a descarga e a aspiração do compressor consiste em

fazer com que parte dos vapores provenientes da descarga do compressor sejam

encaminhados para a sua aspiração, através de uma válvula de laminagem (regulador de

capacidade), conforme se representa na figura 9.5.

Fig. 9.5: By-pass de gás quente entre a descarga e a aspiração do compressor

Assim, quando a carga térmica diminui a diminuição da pressão na aspiração do

compressor origina a abertura gradual da referida válvula. Este sistema, embora

frequentemente utilizado para reduzir a capacidade do compressor durante a fase de

arranque, não é aconselhável para a redução da capacidade frigorífica da instalação,

pois produz um sobreaquecimento exagerado na aspiração do compressor, o qual se

traduz num aumento de consumo inútil de energia e um aumento progressivo da

temperatura de descarga do compressor.

Fig. 9.6: By-pass de gás quente entre a descarga do compressor e antes do evaporador


187


O by-pass de gás quente entre a descarga do compressor e o evaporador consiste

em, através de uma válvula de laminagem, comunicar a descarga do compressor com o

evaporador (imediatamente depois do dispositivo de laminagem e antes do evaporador),


Neste sistema de controlo da capacidade o referido by-pass, em vez de ser ligado entre o

dispositivo de laminagem e o evaporador, pode ser ligado à zona terminal do

evaporador (antes da região onde está montado o bolbo da válvula expansora),


Fig. 9.7: By-pass de gás quente entre a descarga do compressor e depois do evaporador

Este sistema é especialmente indicado para evaporadores com distribuidor de líquido e

compostos por várias secções em paralelo.

No by-pass de gás quente entre a descarga e a aspiração do compressor com

injecção de líquido o fluido refrigerante proveniente da descarga do compressor

mistura-se, através de uma válvula de laminagem, com fluido refrigerante proveniente

da linha de líquido antes de ser injectado na aspiração do compressor, conforme se

representa na figura 9.8.

Fig. 9.8: By-pass de gás quente entre a descarga e a aspiração do compressor com injecção de líquido

Este sistema de controlo da capacidade do evaporador caracteriza-se por na linha que

liga o refrigerante líquido ao refrigerante proveniente da descarga do compressor existir

uma válvula de injecção termostática cujo bolbo está montado junto à aspiração do

compressor.


188


O by-pass de gás quente entre o depósito de líquido e a aspiração do compressor

consiste comunicar o vapor existente no depósito de líquido com a aspiração do

compressor através de uma válvula de laminagem, conforme se representa na figura 9.9.

Fig. 9.9: By-pass de gás quente entre o depósito de líquido e a aspiração do compressor

Em alternativa, este sistema de controlo da capacidade de evaporadores pode ser

conjugado com um by-pass entre a descarga e a aspiração do compressor através de um

dispositivo de laminagem.

9.4. EQUILÍBRIO DO SISTEMA

O equilíbrio do sistema (equilíbrio dos componentes) é um dos principais aspectos a ter

em atenção na prática.

Define-se situação de equilíbrio do sistema como sendo aquela em que, desprezando

as trocas de calor no sistema de condutas, o condensador dissipa a energia recebida pelo

fluido refrigerante no compressor e no evaporador.

O compressor varia a sua potência frigorífica em função da relação de pressões, ou seja

em função das pressões de condensação e de evaporação. Assim, quanto maior for a

relação de pressões menor será a potência frigorífica. Um mau funcionamento das

válvulas do compressor faz diminuir a potência frigorífica, o que equivale a um

compressor mal dimensionado.

Tanto no evaporador como no condensador as temperaturas às quais se processa a

evaporação e a condensação são definidas pelas condições do fluido refrigerante com

que trocam calor. Como esta transferência de calor depende, entre muitos outros

factores, das temperaturas dos fluidos e das condições de incrustação das paredes dos

tubos, pode ocorrer, na prática, que um condensador se torne insuficiente face às

exigências de carga térmica do evaporador e do compressor ou, pelo contrário,

sobredimensionado face aos outros componentes (compressor e evaporador), quando

estes não correspondem às necessidades de carga térmica.

É assim possível concluir que a capacidade frigorífica do compressor, e portanto de toda

a instalação, se vai adequando às condições que determinam as temperaturas de

evaporação e de condensação.


189


Conforme exposto, em condições normais de funcionamento, a potência de compressão

aumenta com a diminuição da temperatura de evaporação, verificando-se em simultâneo

um aumento da potência frigorífica. No entanto, estas duas variações não são

semelhantes pelo que a eficiência do sistema (e da instalação frigorífica) varia com as

condições de funcionamento, as quais dependem da temperatura do fluido arrefecedor e

da carga térmica a remover.

Através das respectivas curvas características é possível determinar o ponto de

equilíbrio dos principais equipamentos e obter as condições de funcionamento da

instalação frigorífica.

Variações das condições do fluido arrefecedor do condensador e/ou das condições do

meio a arrefecer através do evaporador (carga térmica) implicarão a alteração da

situação de equilíbrio a qual, dentro de certos limites, pode ser compensada pelos

equipamentos de controlo e de segurança.

Convém notar que existe uma certa diferença entre as curvas do grupo compressor

(compressor + condensador) e as curvas do condensador. Para um situação de equilíbrio

tem-se:

O que não significa que as curvas e sejam coincidentes, intersectam-se

num ponto denominado ponto de equilíbrio do compressor com o condensador.

Estas duas curvas (ou famílias de curvas) têm um andamento tanto mais próximo, uma

da outra, quanto maior for a capacidade do condensador.

Do exposto é possível concluir que uma variação na temperatura de evaporação afectará

de forma muito diferente o evaporador e o grupo compressor. Assim, quando a

capacidade do evaporador aumenta a capacidade do grupo compressor diminui,

inversamente, quando a capacidade dom evaporador diminui a capacidade do grupo

compressor aumenta.

É então lógico supor que se o compressor e o evaporador formam parte de uma mesma

instalação frigorífica tem que haver um ponto de equilíbrio onde ambas as capacidades

se igualam. O ponto de equilíbrio entre o compressor e o evaporador obtém-se

sobrepondo as respectivas curvas características, conforme se representa na figura 9.10.

Fig. 9.10: Ponto de equilíbrio entre compressor e evaporador


190


É assim possível observar que para cada uma das diferentes condições de carga térmica

o compressor responderá aumentando ou diminuindo a sua pressão de aspiração até que

se restabeleça o equilíbrio.

No gráfico da figura 9.11 apresentam-se as curvas características e de

uma unidade arrefecedora de água, com condensador arrefecido por ar, bem como a

influência da temperatura de condensação sobre todo o sistema.

Fig. 9.11: Curvas características de uma unidade arrefecedora de água

Da análise do gráfico da figura 9.11 é possível concluir que:

Uma menor temperatura do ar ambiente corresponde a uma menor temperatura

de condensação;

A uma maior temperatura do ar ambiente corresponde uma maior temperatura de

condensação;

Se a temperatura de condensação diminui, diminui a temperatura de evaporação

e a potência absorvida pelo compressor, aumentando a potência frigorífica;


191


Se a temperatura de condensação aumenta, aumenta a temperatura de

evaporação e a potência absorvida pelo compressor, diminuindo a potência

frigorífica;

O aumento da temperatura de condensação implica uma maior potência

absorvida pelo compressor por unidade de potência térmica produzida no

evaporador (diminuição da eficiência do ciclo) e, consequentemente, um

aumento do custo por unidade de calor retirada ao meio a arrefecer.

9.5. EXEMPLO DE UM SISTEMA DE CONTROLODE CAPACIDADE

Como exemplo de aplicação conjunta de alguns processos de controlo de capacidade,

anteriormente referidos, considere-se uma instalação frigorífica cujo evaporador está

montado numa conduta no interior da qual se escoa ar que se pretende arrefecer,


Fig. 9.12: Exemplo de um sistema de controlo de capacidade

A válvula termostática (1) está montada imediatamente depois do evaporador, estando

o respectivo bolbo em contacto com o ar exterior (antes de ser arrefecido).

À medida que a temperatura do bolbo aumenta (por aumento da temperatura do ar

exterior) a válvula vai abrindo, aumentando o caudal de fluido refrigerante através do

evaporador e, ao mesmo tempo que diminui a queda de pressão na válvula, a pressão de

aspiração aumenta e, consequentemente, aumentam as capacidades do compressor e do

evaporador. À medida que a temperatura do bolbo diminui (por diminuição da

temperatura do ar exterior) a válvula fecha, diminuindo o caudal de fluido refrigerante

através do evaporador e a pressão na aspiração do compressor desce.

Esta válvula termostática pode considerar-se como um regulador da pressão de

evaporação, controlado por temperatura, que reduz automaticamente a temperatura de

evaporação quando a temperatura do bolbo aumenta ou vice-versa (a temperatura de

evaporação aumenta quando a temperatura do bolbo diminui). Quando a temperatura do


192


bolbo se mantém constante esta válvula mantém constante a pressão de evaporação

(comporta-se como uma válvula de pressão constante).

O regulador de capacidade (2), que está ajustado para determinados valores de pressão

de abertura e de fecho, evita que a pressão de aspiração desça demasiado, abrindo e

fazendo com que o fluido refrigerante proveniente do compressor (antes do

condensador) seja injectado na linha de aspiração do compressor.

A válvula de injecção termostática (3) está montada no by-pass entre as linhas de

líquido e de aspiração do compressor, estando o respectivo bolbo colocado

imediatamente antes do compressor. Assim, se o sobreaquecimento do vapor na

aspiração do compressor subir demasiado esta válvula abre, injectando algum líquido

refrigerante na aspiração do compressor, reduzindo o sobreaquecimento do vapor e,

consequentemente, fazendo baixar a sua temperatura de descarga e a possibilidade de

carbonização do óleo lubrificante em contacto com as válvulas de descarga do

compressor.


193


10. CONSERVAÇÃO DO FRIO INDUSTRIAL

10.1. ISOLAMENTOS TÉRMICOS

Um isolante térmico é qualquer material que, quando colocado entre dois ambientes a

diferentes temperaturas, atenua, de forma apreciável, a transferência de calor entre o

ambiente de maior temperatura e o de menor temperatura, ou seja são materiais de

baixio coeficiente de condutividade.

Os isolamentos térmicos são normalmente materiais porosos (constituídos por um

grande número de células ocas) cheias com ar ou outro gás, cuja elevada resistência

térmica se deve à baixa condutividade do ar contido nos poros. Estas células devem ser

de pequenas dimensões de forma a impedirem o movimento do gás no seu interior.

Quanto maior for o número de células melhor isolante será o material e menor será a sua

densidade. Na realidade a transferência de calor dá-se fundamentalmente por condução

através das zonas sólidas

Um material isolante deverá possuir as seguintes características:

Baixa condutibilidade térmica;

Boa resistência mecânica;

Não ser influenciado pela temperatura em que é aplicado;

Não ser combustível;

Baixa densidade (ser leve);

Não possuir ou fixar cheiros;

Baixa absorção da humidade (baixa permeabilidade ao vapor de água);

Não atacar nem ser atacado pelos produtos a armazenar;

Baixo custo e fácil obtenção;

Fácil colocação.

Embora nenhum material exiba simultaneamente todas estas características, a escolha

de um isolamento deve basear-se nas condições associadas a cada aplicação.

Os principais materiais utilizados no isolamento de câmaras frigoríficas são:

Cortiça:

Foi o material isolante mais utilizado na construção de câmaras frigoríficas,

sendo produzido a partir da casca dos sobreiros;

É constituído por pequenas células hermeticamente fechadas e envolvidas por

uma espécie de tecido leve, flexível e elástico, o qual não absorve humidade e é

praticamente impermeável;

As placas de cortiça aglomerada são obtidas por meio de compressão em moldes

apropriados, podendo-se utilizar substâncias de ligação.

Espuma rígida de vidro (vidro celular expandido):

É obtida por expansão a quente do vidro (aproximadamente 18 vezes o seu

volume), com o auxílio de um corpo gasoso;

Apresenta-se geralmente sob a forma de painéis;

A sua condutibilidade depende da massa volúmica.


194


Espuma rígida de poliuretano:

As espumas de poliuretano são obtidas por reacção química de isocianatos sobre

um constituinte de poliol e de outros activantes e insuflantes;

O ar aprovisionado nas células é por vezes substituído anídrico carbónico ou

hidrocarbonatos halogenados que pioram consideravelmente a condutibilidade

térmica do material;

Apresenta muito boa impermeabilidade ao vapor de água;

Do ponto de vista da segurança contra incêndios é classificado na categoria M5,

isto é, uma substância facilmente inflamável. Deverá portante receber um

tratamento especial para resistir ao fogo.

Para além dos isolantes indicados existe no mercado um vasta gama de produtos, que

são classificados em função do modo de produção, quanto à estrutura, quanto à natureza

das matérias-primas e quanto ao tipo de aplicação e fixação dos isolantes térmicos.

10.2. ISOLAMENTO DE TANQUES DE CARGA E DO CASCO INTERIOR

As principais funções dos isolamentos térmicos dos tanques de carga dos navios de

gases liquefeitos são:

Reduzir a transmissão de calor das fontes de calor externas aos tanques de carga

(reduzir os ganhos de calor através da estrutura);

Proteger a estrutura do casco do navio dos efeitos das baixas temperaturas, as

quais poderiam causar:

Altas tensões de origem térmica;

Risco de roturas frágeis;

Problemas de condensação de vapor de água.

Os materiais, de que são feitos os isolamentos térmicos, utilizados nos navios de gases

liquefeitos devem possuir as seguintes características:

Baixa condutividade térmica;

Não inflamáveis;

Auto-extinguíveis;

Capacidade para suportar cargas mecânicas;

Serem leves;

Não serem atacados pelos produtos transportados.

De acordo com a sua dureza, os materiais utilizados em navios de transporte de gases

liquefeitos como isolamentos térmicos podem classificar-se em:

Materiais duros capazes de resistir a grandes esforços e que podem ser utilizados

como suporte dos tanques de carga. Exemplos: madeiras (balsa e adobe) e

espumas de plástico de alta densidade;

Materiais não duros, como por exemplo as lãs minerais e as espumas de plástico

de baixa densidade (20 a 40 kg/m3). Estes materiais são colados ou expandidos

no local (poliuretano expandido) ou na superfície dos tanques ou nos limites do

porão através de fixações;

Materiais em pó, como por exemplo a perlite que é um material mineral

expandido. Este material comporta-se como um líquido, enchendo o espaço

existente entre os tanques de carga e a estrutura do casco.


195


Assim, os principais materiais utilizados como isolamentos térmicos em navios de gases

liquefeitos são:

Poliuretano;

Lã mineral;

Balsa;

Perlite;

Poliestireno.

Na tabela 10.1 apresenta-se alguma informação sobre os materiais, normalmente,

utilizados como isolamentos térmicos dos tanques de carga, incluindo os valores das

respectivas condutividades térmicas à temperatura de 10 ºC.

Tab. 10.1: Materiais isolantes típicos

Material Application Thermal

conductivity W/mK

(10ºC

Balsa Wood A load-bearing insulant 0,05

Mineral Wool Normally supplied in slabs or rolis 0,03

Perlite Granular sicon/aluminium oxide used

as bulk in-fill for hold spaces or in

modular boxes

0,04

Polyestyrene Pre-formed, sprayed or foamed 0,036

Polyurethane Pré-formed, sprayed orfoamed 0,025

De acordo com o sistema de contenção da carga, o isolamento térmico pode ser aplicado

em diversas superfícies. Assim, em tanques independentes do tipo A o isolamento

térmico pode ser aplicado tanto directamente sobre as superfícies dos tanques de carga

como na superfície interior do casco. Nos tanques independentes do tipo B e C o

isolamento térmico é aplicado sobre a superfície exterior dos tanques de carga.

Actualmente, por razões económicas, propriedades dos isolamentos térmicos e

facilidades de construção, as espumas plásticas cobertas por uma barreira anti-vapor de

água são os materiais que têm tido a maior preferência dos construtores.

Os dois grupos de espumas plásticas utilizadas como materiais isolantes em navios de

gases liquefeitos são as termoplásticas (poliestireno) e as termoestáveis (poliuretano).

O poliuretano é expandido na superfície do tanque de carga, podendo suportar

temperaturas até 200 ºC sem alterar, grandemente, as suas propriedades, enquanto o

poliestireno, que é colocado em placas, a temperaturas de cerca de 100 ºC liquefaz-se.

É necessário ter em atenção as zonas de suporte dos tanques, onde se podem verificar

problemas de condensação, os quais podem não só deteriorar o isolamento adjacente

como ser fonte de corrosão. A experiência resultante da aplicação de alguns materiais

como a lã mineral (solução já antiga) deu problemas gerados pela absorção de vapor de

água num pequeno intervalo de tempo.

As vantagens do isolamento térmico colocado no casco interior são:


196


Os materiais são mais baratos, pois não há requisitos de resistência ao vapor de

água, o qual congelará na superfície do tanque de carga e o isolamento ficará

seco;

A superfície exterior do tanque fica mais fácil de inspeccionar, pois não é

necessário remover o isolamento.

As desvantagens do isolamento térmico colocado no casco interior são:

Quando a água congelada na superfície do tanque derrete pode atacar o

isolamento térmico colocado no duplo fundo;

As infiltrações oriundas dos tanques de lastro podem também danificar o

isolamento térmico do duplo fundo.

A solução de colocar o isolamento térmico no casco interior foi aplicada nos primeiros

navios de transporte de gases liquefeitos, nomeadamente em navios LNG do tipo Moss-

Rosenborg, estando, actualmente, abandonada.

10.3. ISOLAMENTO DE ENCANAMENTOS

Em casos especiais, nomeadamente em navios completamente refrigerados, são isolados

os seguintes encanamentos de carga dos navios de gases liquefeitos:

Encanamentos de líquido;

Encanamentos de aspiração dos compressores da instalação de refrigeração;

Encanamentos de retorno de líquido aos tanques.

O método normalmente adoptado é o dos meios cilindros de espuma de poliuretano ou

de espuma de poliestireno. Se a espessura do isolamento tiver que ser superior a 30 cm é

costume colocar o isolamento em 2 camadas, utilizando um composto especial entre o

encanamento e a primeira camada.

Para permitir um melhor controlo e manutenção não é prática proceder ao isolamento de

flanges, válvulas e juntas de dilatação dos encanamentos.

Quando a barreira de vapor está colocada fora do isolamento, como não existe uma

completa protecção contra o vapor de água, em encanamentos feitos em aço-manganês

resistentes a baixas temperaturas podem gerar-se fortes corrosões.

10.4. PROTECÇÃO CONTRA O VAPOR DE ÁGUA

As propriedades de difusão do vapor de água e de absorção da água pelos materiais

isolantes, são de grande importância. Para os isolamentos colocados em tanques e em

encanamentos refrigerados devem-se tomar precauções para evitar a penetração da água

e a posterior congelação do isolamento térmico.

Os principais métodos de protecção contra o vapor de água utilizados em navios tanque

de gases liquefeitos são:


197


Chapas de aço galvanizado de 0,8 a 1,5 mm de espessura. Estas chapas pdem ser

aparafusadas ou rebitadas e as juntas soldadas com mastic, alcatrão ou

densotapes;

Chapas de alumínio de 0,2 a 0,3 mm de espessura coladas ao isolamento, com ou

sem sobreposição. Se não existir sobreposição, a cola deve proporcionar a

necessária estanquecidade;

Poliester reforçado com fibra de vidro. Esta protecção tem, normalmente, uma

espessura bastante maior que as anteriores (chapas de aço galvanizado e chapas

de alumínio). O poliéster é aditivado de modo a, relativamente ao fogo, tornar-se

auto-extinguível;

Uma ou várias camadas de emulsão de alcatrão reforçada com mantas finas de

fibra de vidro;

Mastics retardadores de fogo;

No caso de isolamentos térmicos constituídos por materiais em pó (perlite),

devido à sua fraca resistência à penetração da humidade, torna-se necessário

controlar a atmosfera dos void spaces.


198


11. CONDUÇÃO E MANUTENÇÃO

Relativamente à condução e manutenção de instalações frigoríficas vão-se abordar os

seguintes aspectos:

Testes;

Carga de fluido refrigerante;

Recepção;

Principais acções de condução;

Anomalias, sintomas e causas;

Principais acções de manutenção

11.1. TESTES

Uma instalação frigorífica antes de ser colocada definitivamente em funcionamento

deve ser objecto dos seguintes testes:

Antes da carga de fluido refrigerante: teste de pressão e teste de vácuo;

Depois da carga de fluido refrigerante: teste de fugas e testes finais;

O teste de pressão serve para verificar eventuais defeitos de vedação do sistema

(estanquicidade) e consiste em colocar o circuito sob pressão durante algum tempo

(normalmente 24 horas). Este teste só é verdadeiramente útil quando se efectua em

condições próximas das de funcionamento normal do sistema.

O teste de pressão é normalmente realizado com um dos seguintes fluidos:

Ar seco;

Gás inerte (azoto ou dióxido de carbono);

Fluido refrigerante.

A pressão de teste é função do fluido refrigerante que se vai utilizar na instalação

frigorífica, adoptando-se normalmente:

Zona de alta pressão: pressão correspondente a uma temperatura de saturação de

65ºC;

Zona de baixa pressão: pressão correspondente a uma pressão de saturação de

45ºC.

O teste de vácuo, além de permitir uma segunda verificação da estanquicidade,

proporciona a extracção da humidade do interior do sistema.

Na tabela 9.1 apresenta-se a variação da temperatura de saturação (vaporização) da água

com a pressão, resultando que, para os valores normais de temperatura ambiente, a

vaporização da água e, consequentemente a desidratação por vácuo, somente se

consegue para pressões bastante inferiores à pressão atmosférica (760 mmHg), ou seja

para se obter uma desidratação efectiva é necessário atingirem-se pressões situadas

entre 1500 e 2000 Hg.


199


Tab. 11.1: Variação da temperatura de saturação da água com a pressão

Pressão abs. ( Hg) Temp. vap (ºC) Pressão abs. ( Hg) Temp. vap (ºC)

759.968

632.968

505.968

378.968

251.968

124.968

48.768

23.368

20.828

18.288

100,00

94,67

89,11

82,00

71,56

55,67

37,80

25,00

23,30

20,60

15.748

13.208

10.668

8.128

5.588

3.048

2.000

1.500

1.000

500

18,30

15,60

12,20

8,33

2,78

- 5,00

- 9,44

- 12,80

- 17,20

- 24,41

Para se efectuar o teste de vácuo recorre-se a uma bomba de vácuo, devendo-se

proceder da seguinte forma:

Ligar a bomba de vácuo à zona da baixa pressão (normalmente através da

válvula de aspiração do compressor);

Estabelecer uma pressão suficientemente baixa (1.500 a 2.000 Hg);

Isolar o sistema durante, pelo menos, 1 hora;

Se após este período a pressão não apresentar variações significativas pode dar-

se o teste por terminado e iniciar-.se a carga de fluido refrigerante.

Dado que o ar húmido é retirado através da bomba de vácuo, a humidade, em contacto

com o óleo lubrificante da bomba, tem tendência a condensar-se e a saturar o óleo,

podendo a bomba não conseguir efectuar um vácuo suficientemente elevado. Assim

para se efectuar um teste de vácuo deve proceder-se da seguinte maneira:

Mudar o óleo de lubrificação da bomba de vácuo tantas vezes quantas as

consideradas necessárias para uma desidratação eficaz;

Mudar o óleo de lubrificação da bomba de vácuo antes de se iniciar o teste;

O circuito a desidratar deve estar a uma temperatura suficientemente alta de

forma a assegurar a vaporização da água a eliminar;

Para pressões iguais ou inferiores a 2.000 Hg são adequadas temperaturas

situadas entre 21 e 26 ºC;

Este teste deve efectuar-se a temperaturas superiores a 10 ºC;

No caso de se verificar, ou suspeitar-se, de grandes quantidades de água no

circuito, antes de o ligar à bomba, este deve ser limpo (soprado) com fluido

refrigerante ou azoto seco;

Por vezes, para assegurar uma completa desidratação do circuito é recomendável

efectuar uma evacuação tripla (duas a 1.500 e a última a 500 Hg), devendo o

vácuo ser desfeito com fluido refrigerante até se atingir uma pressão da ordem

da pressão atmosférica.

É de notar que no teste de vácuo a pressão deve ser controlada através de manómetros

diferenciais de mercúrio ou manómetros electrónicos.

Após a carga de fluido refrigerante deve proceder-se ao teste de fugas utilizando para

tal qualquer dispositivo que indique a presença de vapores de refrigerante no ar

ambiente, utilizando-se normalmente:


200


Lâmpadas detectoras;

Indicadores electrónicos.

As lâmpadas detectoras utilizam-se normalmente quando o agente refrigerante é um

hidrocarboneto halogenado. Estes indicadores baseiam-se na decomposição dos

compostos clorados quando em contacto com o cobre ao rubro, formando-se gases que

dão origem a uma chama verde.

Consoante o combustível utilizado para a produção de chama podem ter-se dois tipos de

lâmpadas detectoras:

De álcool metílico;

De acetileno.

Se existirem fugas de fluido refrigerante a chama altera-se apresentando uma cor com

tons de verde. Para fugas de grandes quantidades de fluido refrigerante a cor da chama

adquire um tom azul forte diferente do inicial. Neste último caso, os gases resultantes

apresentam um intenso odor e podem ser venenosos.

Os detectores electrónicos consistem num tubo, no interior do qual existe um díodo de

platina, através do qual se escoa o ar a ser testado. A emissão de iões positivos, pelo

díodo, é tanto maior quanto maior for a presença de vapores clorados. Este aumento de

emissividade pode ser assinalado por intermédio de um sistema (ponteiro ou lâmpada)

ou sonoro.

Quando se utilizam detectores electrónicos devem tomar-se as seguintes precauções:

No caso de fugas muito intensas reduzir a sensibilidade do aparelho, pois estas

podem saturar o ambiente nas imediações;

Quando os testes são prolongadas é conveniente realizar testes intermédios ao

aparelho, pois a sensibilidade da sonda diminui com o tempo de utilização;

Afastar do local de detecção certos produtos (hidrocarbonetos clorados,

solventes) para que não afectem a eficácia do teste, pois o detector reage com a

presença destas substâncias.

Os testes finais consistem na verificação do funcionamento dos diversos equipamentos

que compõem a instalação, tanto individualmente como em conjunto.

Para se efectuarem os testes finais deve proceder-se da seguinte forma:

Ajustar os pressostatos (de baixa pressão, de alta pressão e diferencial) para os

valores de pressão desejados;

Verificar os sistemas de bloqueio eléctrico, nomeadamente o da unidade

condensadora (compressor + condensador);

Instalar um termómetro junto à zona onde está montado o bolbo, para

verificação da regulação da válvula;

Ajustar os termostatos para os valores de temperatura desejados;

Verificar os sistemas de controlo da capacidade;

Verificar a circulação do fluido arrefecedor através do condensador;

Verificar o nível de óleo no visor do carter do compressor;


201


Inicialmente, o compressor deve ser girado manualmente a fim de verificar a

existência de prisões anormais;

Arrancar com o compressor por períodos curtos (cerca de 10 segundos) para

verificação das pressões;

Se as pressões se mantiverem normais colocar a instalação em funcionamento

durante cerca de 72 horas para verificação e ajustes finais.

11.2. CARGA DE FLUIDO REFRIGERANTE

A carga de fluido refrigerante deve ser efectuada após se terem realizado os testes de

pressão e de vácuo. Para a carga de fluido refrigerante numa instalação frigorífica

podem adoptar-se os dois seguintes métodos:

Carga de fluido refrigerante na fase de líquido;

Carga de fluido refrigerante na fase de vapor.

A carga de fluido refrigerante na fase líquida é normalmente utilizada em instalações

frigoríficas de média e de grande dimensão. Para tal deve proceder-se da seguinte

forma:

Colocar o reservatório (cilindro) na posição vertical, com a saída para baixo, de

forma a deixar sair apenas líquido;

Através das mangueiras de carga de fluido refrigerante ligar o cilindro à linha de

alta pressão, normalmente através da válvula de saída do depósito de líquido;

Purgar o ar existente no sistema de carga de fluido refrigerante, através de ligeira

abertura da válvula do cilindro;

Abrir todas as válvulas do sistema de carga de fluido refrigerante, com excepção

da válvula de saída do depósito de líquido, fazendo com que o fluido

refrigerante, na fase líquida, seja introduzido no circuito, deixando a linha de

baixa pressão de estar em vácuo;

Depois de equilibradas as pressões, entre o cilindro e o sistema, arranca-se com

o compressor até que a carga esteja completa.

A carga de fluido refrigerante na fase de vapor é normalmente utilizada em

instalações frigoríficas de pequena dimensão. Para tal deve proceder-se da seguinte

forma:

Colocar o reservatório (cilindro) na posição vertical, com a saída para cima, de

forma a deixar sair apenas vapor;

Através das mangueiras de carga de fluido refrigerante ligar o cilindro à linha de

baixa pressão, normalmente através da válvula de aspiração do compressor;

Purgar o ar existente no sistema de carga de fluido refrigerante, através de ligeira

abertura da válvula do cilindro;

Abrir a válvula de saída de fluido refrigerante do cilindro e a válvula de

aspiração do compressor, fazendo com que o fluido refrigerante, na fase de

vapor, seja introduzido no sistema (que está em vácuo);

Depois de equilibradas as pressões, entre o cilindro e o sistema, arranca-se com

o compressor, o qual completa a carga através da aspiração;


202


A fim de evitar pressões inferiores à pressão atmosférica e golpes de líquido na

aspiração do compressor, a carga de fluido refrigerante deve ser lenta, podendo

mesmo obrigar a interrupções no funcionamento do compressor.

Embora seja um procedimento que, por vezes, se pode tornar perigoso, a carga de fluido

refrigerante na fase de vapor pode ser acelerada aquecendo-se o cilindro.

Independentemente do método utilizado, na carga de uma instalação frigorífica com

fluido refrigerante devem ter-se em atenção os seguintes aspectos:

A carga deve ser sempre lenta e gradual, com leitura frequente dos manómetros;

Não trocar de fluido refrigerante;

Não carregar refrigerante líquido directamente do depósito (garrafa) para a

aspiração do compressor;

Não permitir a entrada de ar no sistema;

Não carregar fluido refrigerante em excesso.

A verificação de que a carga de fluido refrigerante está completa pode ser efectuada

através das seguintes formas:

Controlo do nível no depósito de líquido;

Controlo do fluido refrigerante que chega à válvula expansora, o qual deve estar

na fase líquida;

Controlo da temperatura à saída do evaporador, a qual, para uma carga completa

de fluido refrigerante e normal funcionamento dos vários componentes da

instalação frigorífica, deve corresponder a um correcto sobreaquecimento, sob

pena de não se estar a aproveitar, correctamente, a superfície do evaporador ou a

correr o risco de golpes de líquido na aspiração do compressor;

Controlo do peso de fluido refrigerante introduzido na instalação frigorífica.

As principais consequências resultantes da troca de um agente refrigerante por outro

diferente são:

Alteração da eficiência da instalação frigorífica devido ao facto das válvulas,

linhas de fluido refrigerante, etc. terem sido projectadas para um fluido

refrigerante diferente;

Alteração da capacidade frigorífica da instalação devido ao facto do efeito

frigorífico variar de fluido refrigerante para fluido refrigerante. Também a

potência do compressor será alterada, havendo o perigo do motor eléctrico de

accionamento entrar em sobrecarga;

Alteração das pressões de funcionamento bem como da massa específica do

fluido refrigerante, pelo que as perdas de carga nas linhas de refrigerante serão

diferentes;

Alteração no funcionamento dos órgãos e equipamentos de controlo e

automatismos, os quais foram previstos para funcionarem com um determinado


Numa instalação frigorífica, um excesso de fluido refrigerante não significa

necessariamente um aumento da produção frigorífica. Na maioria dos casos um excesso

de fluido refrigerante pode originar:


203


Aumento da pressão de condensação (aumento da pressão de descarga do

compressor);

Sobreaquecimento excessivo no final da compressão (aumento da temperatura

descarga do compressor);

Sobrecarga do motor eléctrico de accionamento do compressor;

Excessiva temperatura do líquido refrigerante à entrada no dispositivo de

laminagem.

Por outro lado, numa instalação frigorífica, a falta de fluido refrigerante pode originar:

Diminuição da produção frigorífica, pois provoca um sobreaquecimento

excessivo do vapor à saída do evaporador e, consequentemente, na aspiração do

compressor, o que é conducente a um maior consumo de energia;

Excessiva diminuição da pressão de condensação.

11.3. RECEPÇÃO

A recepção de instalações frigoríficas normalmente compreende:

Inspecção;

Ensaios de recepção.

11.3.1. INSPECÇÃO

A inspecção deverá ocorrer durante a recepção da instalação frigorífica consistindo na

verificação de falhas ou danos e deverá ocorrer:

Antes do primeiro arranque;

Após o primeiro arranque.

Antes do primeiro arranque da instalação frigorífica a inspecção deve incidir

fundamentalmente sobre:

Compressores;

Condensadores;

Evaporadores;

Condutas de refrigerante;

Dispositivos de protecção e controlo;

Parte eléctrica.

Antes do primeiro arranque de compressores deve-se inspeccionar se: estão

correctamente nivelados montados nos amortecedores, rodam facilmente à mão, a

renovação de ar do local está assegurada, as válvulas estão correctamente posicionadas

e as válvulas de descarga estão abertas.

Antes do primeiro arranque de condensadores arrefecidos por ar deve-se

inspeccionar se: estão correctamente montados, os elementos de fixação estão

correctamente apertados, os ventiladores estão correctamente montados, nomeadamente

quanto ao passo das pás e ao sentido de rotação, os ventiladores rodam manualmente,


204


não existem objectos estranhos que obstruam o funcionamento dos ventiladores e o

tubular está desobstruído, as válvulas estão correctamente posicionadas.

Antes do primeiro arranque de condensadores arrefecidos por água deve-se


correctamente apertados, as válvulas estão correctamente montadas e posicionadas, as

zonas de entrada e de saída da água possuem tubos flexíveis, a pressão de entrada da

água é cerca de 1,5 bar, é possível medir o caudal e a temperatura da água na conduta de

saída e as bombas estão correctamente montadas.

Antes do primeiro arranque de evaporadores arrefecedores de líquidos deve-se


correctamente apertados, o bolbo da válvula expansora termostática está bem fixado na

zona de saída do evaporador, as válvulas estão correctamente montadas e acessíveis, as

zonas de entrada e de saída de líquido a arrefecer possuem tubos flexíveis, as bombas

estão correctamente montadas e as válvulas estão correctamente posicionadas.

Antes do primeiro arranque de evaporadores arrefecedores de ar deve-se

inspeccionar se: estão correctamente montados, os filtros de ar estão correctamente

montados e limpos, as tomadas de ar estão correctamente posicionadas, o tubular está

desobstruído, a distância entre a zona inferior do evaporador e o aparador é suficiente

(10 ou 12 cm em instalações comerciais), os sistemas de anti-congelação estão

operacionais, o aparador tem inclinação suficiente para descarregar a água resultante da

descongelação, o bolbo da válvula expansora termostática está bem fixado na zona de

saída do evaporador e as válvulas estão correctamente montadas, posicionadas e

acessíveis.

Relativamente às condutas de refrigerante antes do primeiro arranque deve-se

inspeccionar se: a linha de aspiração tem uma inclinação constante entre o evaporador e

o compressor, estão bem fixadas, as válvulas estão correctamente montadas,

posicionadas e acessíveis e todas as porcas estão perfeitamente apertadas.

Relativamente aos dispositivos de protecção e controlo antes do primeiro arranque da

instalação frigorífica deve-se inspeccionar se: estão bem montados, foram devidamente

restados e os respectivos valores de regulação estão correctos.

Relativamente à parte eléctrica antes do primeiro arranque da instalação frigorífica

deve-se inspeccionar se: as ligações eléctricas estão feitas com segurança e de acordo

com os esquemas de montagem, os contactores e os cabos de alimentação estão bem

dimensionados, os cabos de alimentação do motor eléctrico do compressor estão bem

dimensionados e bem protegidos, não existem passagens à terra, a tensão, a frequência e

o número de fases são compatíveis com as do motor eléctrico, a tensão não apresenta

um desvio superior a 10 % da tensão nominal indicada na placa do motor eléctrico,

existe equilíbrio entre as fases, o motor eléctrico está protegido com fusíveis calibrados

e um interruptor geral, o motor eléctrico está montado conforme o esquema e as suas

ligações bem apertadas, o motor eléctrico está lubrificado, roda facilmente à mão e está

bem alinhado com o compressor, o disjuntor corresponde em tensão, frequência e tipo

de corrente às indicações do motor eléctrico e os relais térmicos estão bem regulados e

funcionam correctamente.


205


Após o primeiro arranque da instalação frigorífica deve-se inspeccionar: a temperatura

de aspiração do compressor, a qual deve estar fria, a temperatura de descarga do

compressor, a qual deve ser tal que não se possa manter a mão encostada mas sem

ultrapassar 110 ºC, o sobreaquecimento do vapor na aspiração do compressor, o qual

deve apresentar um valor mínimo de 5 ºC, o subarrefecimento do líquido, a conduta que

liga o condensador ao depósito de líquido, a qual deve estar a uma temperatura da

ambiente, o funcionamento dos dispositivos de protecção e controlo, nomeadamente a

actuação de termostatos e de pressostatos, os compressores não devem funcionar em

ciclos demasiado curtos, o correcto funcionamento dos filtros e limpá-los se necessário,

os ventiladores devem funcionar no sentido correcto, se não existe ar no circuito, a

pressão do óleo lubrificante deve ser superior à pressão do carter do compressor,

consideram-se normais valores da ordem de 2 bar, a estanquicidade do sistema, a carga

de fluido refrigerante, a temperatura do carter do compressor, a qual deve estar

compreendida entre 20 e 30 ºC, a temperatura do óleo lubrificante, cujo valor deve ser

inferior a 90 ºC, o correcto funcionamento do sistema de descongelação, os tubulares

dos condensadores e dos evaporadores, a diferença entre a temperatura de condensação

e a temperatura do fluido arrefecedor, a qual deve ser cerca de 5 ºC para condensadores

arrefecidos por água e cerca de 15 ºC para condensadores arrefecidos por ar, o correcto

funcionamento das bombas, o bom estado dos terminais, contactos e cabos de ligação,

sem sinais de aquecimento e a intensidade da corrente no motor eléctrico, a qual deve

ser comparada com a indicada na chapa sinalética do motor.

Ainda durante a fase inicial (fase de rodagem) deve existir um cuidado especial com o

registo dos principais parâmetros de funcionamento, o qual permite controlar a evolução

do funcionamento da instalação frigorífica.

Assim, devem medir-se, registar e analisar os valores das seguintes grandezas:

Pressões de aspiração e de descarga do compressor;

Pressão do óleo lubrificante;

Temperaturas de aspiração e de descarga do compressor;

Temperatura do óleo lubrificante;

Sobreaquecimento do fluido refrigerante à saída do evaporador;

Sobreaquecimento do fluido refrigerante na aspiração do compressor;

Subarrefecimento do líquido refrigerante;

Temperatura do fluido arrefecedor à entrada e à saída do condensador;

Temperatura do fluido a arrefecer à entrada e à saída do evaporador;

Temperatura ambiente.

11.3.2. ENSAIOS DE RECEPÇÃO

Um dos principais aspectos a ter em atenção na recepção de instalações frigoríficas é o

da verificação da compatibilidade entre as potências do compressor, do condensador e

do evaporador (sobredimensionamento ou subdimensionamento).

Analisemos as seguintes situações típicas que podem ocorrer na prática bem como as

respectivas consequências:

O evaporador corresponde às exigências de carga térmica e o compressor tem

uma potência inferior à exigida;


206


O evaporador corresponde às exigências de carga térmica e o compressor tem

uma potência superior à exigida;

O evaporador e o compressor correspondem às exigências de carga térmica e o

condensador tem uma potência inferior à exigida;

O evaporador e o compressor correspondem às exigências de carga térmica e o

condensador tem uma potência superior à exigida.

Considere-se então uma instalação frigorífica com uma determinada carga térmica cujos

componentes se encontram perfeitamente equilibrados. Para que o equilíbrio se

verifique é necessário produzir alterações no seu funcionamento, as quais podem ou não

ser consideradas admissíveis.

Se o evaporador corresponde às exigências de carga térmica e o compressor tem

uma potência inferior à exigida (subdimensionado):

Os vapores sobreaquecidos, resultantes da evaporação do fluido refrigerante, não

serão retirados do evaporador à medida que se produzem, originando um

aumento da pressão de aspiração do compressor e, consequentemente, um

aumento da temperatura de evaporação, diminuindo a diferença entre esta

temperatura e a do fluido a arrefecer, ou seja diminuindo consideravelmente a

quantidade de calor que o evaporador consegue retirar ao fluido a arrefecer;

Se tentarmos corrigir este defeito reduzindo a alimentação ao evaporador,

diminuirá a pressão de aspiração bem como a temperatura de evaporação e

aumentará a diferença entre as temperaturas de evaporação e do fluido a

arrefecer;

Desta forma poder-se-ia pensar, erradamente, que se resolveu o problema, no

entanto deve ter-se em atenção que ao reduzir a quantidade de fluido refrigerante

não se está a utilizar na totalidade a superfície de transferência de calor do

evaporador. Como se partiu do princípio que a superfície do evaporador

corresponde à carga térmica requerida, o aumento do calor transmitido, por

aumento da diferença de temperaturas, na maioria dos casos, não chegará para

compensar a redução da superfície útil do evaporador, sendo impossível obter a

produção frigorífica desejada;

Por outro lado, o vapor chegará à aspiração do compressor muito sobreaquecido,

o que em conjunto com o aumento da diferença entre as temperaturas de

evaporação e de condensação conduzirá a uma diminuição do rendimento do

compressor, já de si baixo;

Se a instalação frigorífica o permitir, este problema poderá ser ultrapassado

colocando em funcionamento outro compressor, o que originará um aumento da

produção frigorífica volumétrica.

Se o evaporador corresponde às exigências de carga térmica e o compressor tem

uma potência superior à exigida (sobredimensionado):

O compressor aspirará rapidamente os vapores formados no evaporador,

baixando a pressão de aspiração e, consequentemente, a temperatura de

evaporação, resultando uma quebra na produção frigorífica;

Se tentarmos corrigir esta anomalia aumentando o caudal de fluido refrigerante,

para assim se obter uma pressão de aspiração correspondente à temperatura de

evaporação pretendida, parte do fluido refrigerante que entra no evaporador

poderá não vaporizar e existe a possibilidade de chegar na fase líquida à


207


aspiração do compressor, com a consequente quebra de rendimento e o perigo de

danificar seriamente o compressor;

Se a instalação frigorífica o permitir, este problema pode ser ultrapassado

retirando de funcionamento um compressor ou um determinado número de

cilindros de um mesmo compressor.

Se o evaporador e o compressor correspondem às exigências de carga térmica e o

condensador tem uma potência inferior à exigida (subdimensionado):

Se o condensador não pode dissipar todo o calor, originando um aumento da

temperatura do fluido refrigerante à entrada do dispositivo de expansão, verifica-

se quebra na produção frigorífica;

Se a anomalia não for muito importante pode ser atenuada instalando um

permutador líquido/vapor, o que originará um subarrefecimento do líquido e um

sobreaquecimento do vapor aspirado pelo compressor. A diminuição da

eficiência provocada pelo sobreaquecimento do vapor é compensada pelo

subarrefecimento do líquido à entrada do dispositivo de laminagem.

Se o evaporador e o compressor correspondem às exigências de carga térmica e o

condensador tem uma potência superior à exigida (sobredimensionado):

Este facto não constitui propriamente um defeito, no entanto implica a

necessidade de uma maior quantidade inicial de fluido refrigerante para

estabelecer o nível de pressão desejado.

É assim possível concluir que a capacidade frigorífica do compressor e portanto de toda

a instalação vai-se adequando às condições que determinam as temperaturas de

evaporação e de condensação.

11.4. PRINCIPAIS ACÇÕES DE CONDUÇÃO

O bom funcionamento de uma instalação frigorífica depende, em grande parte, da

cuidadosa observância das respectivas instruções de funcionamento, devendo dedicar-se

especial atenção na procura de eventuais anomalias de funcionamento, bem como a

forma de as solucionar.

Numa instalação frigorífica em funcionamento normal, para além do registo periódico

dos principais parâmetros de funcionamento, deve-se verificar:

A temperatura das condutas de aspiração e de descarga do compressor;

A temperatura da linha de líquido;

As indicações dos manómetros das linhas de baixa e de alta pressão (pressões de

aspiração e de descarga do compressor);

A possibilidade de golpes de líquido na aspiração do compressor;

Fugas de fluido refrigerante;

Falta de óleo lubrificante;

Presença de humidade no sistema.

O registo dos principais parâmetros de funcionamento permite controlar a evolução da

instalação frigorífica. A análise destes dados possibilita:

A detecção antecipada de eventuais anomalias de funcionamento;


208


Dispor os meios e as acções necessárias para que as anomalias não ocorram;

Encontrar uma explicação para a origem de eventuais anomalias ou avarias.

A conduta de aspiração do compressor deve estar a uma temperatura ligeiramente

inferior à temperatura ambiente. Se estiver demasiado fria é sinal que a válvula

expansora está excessivamente aberta. Se estiver demasiado quente é indicativo de um

sobreaquecimento exagerado.

A conduta de descarga do compressor deve estar a uma temperatura da ordem de 60

ºC. Se estiver demasiado fria é sinal que o compressor não está a funcionar

correctamente. Se estiver demasiado quente é indicativo de uma condensação

defeituosa.

A linha de líquido deve estar a uma temperatura ligeiramente superior à temperatura

ambiente. Se estiver demasiado fria é sinal de que existem obstruções na conduta, nas

válvulas e/ou nos filtros. Se estiver demasiado quente é indicativo de falta de fluido

refrigerante e/ou de condensação defeituosa.

Indicações do manómetro de baixa pressão (aspiração do compressor): uma pressão

inferior à normal indica falta de fluido refrigerante. Uma pressão excessiva significa que

a válvula expansora está demasiado aberta ou que o compressor não está a aspirar a

totalidade dos vapores que se formam no evaporador. Excessivas oscilações do ponteiro

pode ser indicativo de defeituoso funcionamento das válvulas de aspiração do

compressor.

Indicações do manómetro de alta pressão (descarga do compressor): uma pressão

inferior à normal, acompanhada de excessivas oscilações do ponteiro, pode ser

indicativo de funcionamento defeituoso das válvulas de descarga do compressor. Uma

pressão excessiva significa que a condensação é defeituosa, que existe fluido

refrigerante em excesso ou a presença de gases incondensáveis no circuito.

Os golpes de líquido no compressor podem surgir quando, juntamente com os

vapores, o compressor aspira fluido refrigerante líquido. A presença de líquido no

interior do compressor é assim uma das avarias mais graves que podem surgir numa

instalação frigorífica, pois pode provocar a destruição do compressor, requerendo uma

vigilância periódica. Em sistemas inundados deve verificar-se: o nível nos separadores

de líquido, o funcionamento dos reguladores de nível e o dispositivo de segurança de

nível máximo. Em sistemas de expansão directa deve verificar-se o sobreaquecimento

provocado pelas válvulas expansoras e o sobreaquecimento na aspiração do compressor.

São sintomas exteriores da possibilidade de arrastamento de líquido para o compressor:

Linha de aspiração do compressor demasiadamente fria;

Corpo do compressor exageradamente frio;

Existência de gelo junto à aspiração do compressor;

Existência de gelo junto ao carter do compressor.

Independentemente do fluido refrigerante utilizado, o problema das fugas assume

particular importância e carece de especial atenção, pois pode originar elevados


209


prejuízos. Uma fuga não detectada poder-se-á reflectir na perda quase total da carga de


Se existirem fugas de fluido refrigerante o problema coloca-se de forma diferente

consoante o tipo de fluido refrigerante utilizado (hidrocarbonetos halogenados ou

amoníaco).

No caso do fluido refrigerante ser um hidrocarboneto halogenado uma fuga não

detectada só tardiamente se virá a reflectir no funcionamento da instalação frigorífica,

originando a perda quase total da carga de fluido refrigerante, Para minimizar o

problema das fugas devem adoptar-se as seguintes medidas:

Leitura frequente (diária se possível) dos registos dos parâmetros de

funcionamento da instalação, nomeadamente das pressões de aspiração e de

descarga do compressor. Um abaixamento gradual das pressões, sem

justificação, indicia a existência de fugas de fluido refrigerante;

Verificação do fluido refrigerante através de visores de líquido. Uma redução do

caudal é sintoma da existência de fugas de fluido refrigerante;

Verificação do indicador de nível do depósito de líquido, o qual permite avaliar,

com algum rigor, a quantidade de fluido refrigerante disponível na instalação;

Providenciar a montagem de um alarme de nível mínimo no depósito de líquido.

Sendo os hidrocarbonetos halogenados praticamente incolores e inodoros, as suas fugas

somente se conseguem detectar com aparelhos próprios (detectores de fugas ou

sabonária).

No caso do fluido refrigerante ser amoníaco, o facto deste não ser inodoro (detectável

através do cheiro, mesmo para pequenas fugas), é normalmente possível detectar a fuga

a tempo de evitar a sua progressão, devendo dar-se especial atenção aos seguintes

aspectos:

Detecção de fugas;

Precauções a tomar no caso de fugas;

Actuação em caso de incêndio;

Medidas de emergência no caso de inalação acidental de amoníaco.

Se existirem fugas de amoníaco devem tomar-se as seguintes precauções:

Utilizar máscara ou um pano húmido;

Isolar a zona onde se produz a fuga;

Envolver a zona com panos húmidos;

Ventilar fortemente o local.

Em caso de incêndio deve proceder-se da seguinte maneira:

Corte geral de energia;

Contactar os bombeiros fornecendo informação detalhada;

Aliviar a zona de alta pressão, se possível.

Como medidas de emergência no caso de inalação acidental de amoníaco, dado que os

respectivos vapores são mais leves do que o ar, recomenda-se:

Abundante lavagem das partes atingidas;


210


Inspiração de vapores de vinagre e vomitar;

Contactar, imediatamente, o serviço hospitalar, informando ser um caso de

acidente com amoníaco.

Relativamente ao óleo lubrificante, em condições normais, o seu nível deve localizar-se

a meio do visor, normalmente existente nos carters dos compressores, embora na fase

de arranque o nível possa baixar. Se existir falta de óleo lubrificante o problema coloca-

se de forma diferente consoante o tipo de fluido refrigerante (hidrocarbonetos

halogenados ou amoníaco).

No caso do fluido refrigerante ser um hidrocarboneto halogenado o não

restabelecimento do nível de óleo é sinal da não existência de retorno ao compressor, o

que pode originar problemas em toda a instalação frigorífica, nomeadamente:

Deficiente lubrificação dos componentes móveis do compressor;

Diminuição da superfície de arrefecimento dos evaporadores, com a consequente

queda de rendimento da instalação frigorífica;

Estrangulamento dos orifícios dos dispositivos de laminagem, com a

consequente deficiente alimentação dos evaporadores, particularmente no caso

dos óleos lubrificantes de base parafínica.

Para minimizar a retenção de óleo lubrificante fora do compressor é essencial:

Um correcto dimensionamento das linhas de aspiração, de modo a obter-se uma

velocidade de escoamento do fluido refrigerante que facilite o arrastamento do

óleo lubrificante;

Montar um separador de óleo de lubrificação na descarga do compressor;

Utilizar um óleo lubrificante compatível com o fluido refrigerante utilizado.

É de notar que numa instalação frigorífica nova após algumas horas de funcionamento

pode ser necessário compensar a quantidade de óleo lubrificante no compressor, devido

à sua retenção no resto do sistema.

No caso do fluido refrigerante ser o amoníaco, dado a sua insolubilidade no óleo

lubrificante, este, para além de ser recuperado nos separadores de óleo, pode também

ser recuperado nos separadores de líquido e evaporadores, através de dreno nos pontos

baixos do circuito, pois o óleo lubrificante possui uma massa específica superior à do

amoníaco.

Relativamente à presença de humidade no sistema, no caso do fluido refrigerante ser um

hidrocarboneto halogenado, a humidade é o seu maior contaminante, podendo provocar

graves avarias. Quando existe humidade no circuito observam-se normalmente os

seguintes sintomas:

Formação de gelo nos dispositivos de expansão;

Formação de ácidos que atacam as partes metálicas e deterioram o óleo

lubrificante.

Para evitar a presença de humidade numa instalação frigorífica devem tomar-se as

seguintes precauções:

Efectuar testes de vácuo, a fim de extrair o ar e a humidade da instalação;


211


Montagem de filtros secadores, cuja substituição deverá efectuar-se

periodicamente;

Utilização de visores de líquido com indicação da presença de humidade.

No caso do fluido refrigerante ser amoníaco a absoluta necessidade da instalação

frigorífica ser desidratada não se coloca da mesma maneira, dado o seu elevado grau de

absorção de água, no entanto a sua presença não é desejada pelo que deverão existir os

mesmos cuidados anteriormente referidos.

O arranque de uma instalação frigorífica após paragem prolongada deve efectuar-

se da seguinte forma:

Verificar as ligações eléctricas e respectivos apertos;

Cerca de 6 a 8 horas antes do arranque do compressor, ligar a resistência de

aquecimento do carter, a fim de aquecer o óleo lubrificante;

Verificar o nível de óleo lubrificante no carter do compressor, o qual deve ser

sempre visível no visor;

Arrancar, no manual, com o sistema de arrefecimento do condensador;

Ligar o sistema de arrefecimento das cabeças do compressor, se este for

efectuado com água;

Verificar se todos os sistemas de segurança do compressor estão operacionais;

Abrir todas as válvulas da linha de alta pressão, incluindo a válvula de descarga

do compressor e exceptuando a válvula de saída do depósito de líquido;

Ajustar manualmente o regulador de capacidade do compressor, caso exista,

para o seu valor mínimo;

Abrir todas as válvulas da linha de baixa pressão, incluindo a válvula de retorno

de óleo lubrificante ao carter do compressor e excluindo a válvula de aspiração

do compressor;

Abrir ligeiramente (uma ou duas voltas) a válvula de aspiração do compressor;

Arrancar com o motor de accionamento do compressor;

Abrir lentamente a válvula de saída do depósito de líquido;

Observar a pressão de aspiração e a pressão de óleo de lubrificação;

Após se verificar a estabilização de pressões abrir lentamente a válvula de

aspiração do compressor. Se a variação das pressões de aspiração e de descarga

do compressor for muito brusca e não tender para estabilização voltar a fechar

lentamente a válvula de aspiração do compressor;

Se o óleo de lubrificação, existente no carter do compressor, começar a fazer

espuma ou se verificarem ruídos de batidas no compressor a válvula de

aspiração do compressor deve ser ligeiramente fechada;

Quando a válvula de aspiração do compressor ficar completamente aberta e se

verificar que não há variações das pressões o compressor está em funcionamento

normal;

Aumentar, manualmente, a capacidade do compressor deixando a instalação

frigorífica estabilizar antes de se passar para o nível superior;

Verificar se o retorno de óleo de lubrificação ao carter do compressor se está a

efectuar normalmente, devendo o respectivo tubo de retorno estar ligeiramente

quente;

Após a estabilização de pressões, temperaturas e níveis colocar o regulador de

capacidade do compressor em automático;


212


Não abandonar a instalação frigorífica durante um período de 15 a 30 minutos

após o seu lançamento ou sem ter a garantia de que as pressões e níveis de óleo

lubrificante estão dentro dos valores correctos.

A paragem de uma instalação frigorífica por um período prolongado deve efectuar-

se da seguinte forma:

Fechar a válvula de saída do depósito de líquido;

Manter o compressor em funcionamento de modo a aspirar todo o fluido

refrigerante existente nos evaporadores. Para evitar o seu disparo o pressostato

de baixa pressão deve ser regulado para valores mais baixos. Se mesmo assim,

por diminuição de pressão, o pressostato disparar aguardar novo arranque do

compressor para prosseguir a operação;

Manter os ventiladores dos evaporadores, ou a bomba de circulação de fluido

refrigerante secundário, em funcionamento para obrigar a temperatura e,

consequentemente, a pressão de evaporação a aumentar;

Repetir as duas operações anteriores até que o valor da pressão de aspiração do

compressor seja ligeiramente superior à pressão atmosférica;

Após se verificar que os valores obtidos com a operação anterior se mantêm

estáveis, parar o compressor, fechar as respectivas válvulas de aspiração e de

descarga, bem como a válvula da linha de retorno de óleo lubrificante ao carter

do compressor;

Desligar todos os restantes equipamentos;

Cortar a alimentação de energia eléctrica ao quadro geral da instalação;

Fechar todas as válvulas da instalação frigorífica.

´

É de notar que quando se recolhe o fluido refrigerante ao depósito de líquido não se

deve deixar o sistema entrar em vácuo. O compressor deve estar regulado para parar

quando o manómetro de aspiração indicar um valor da ordem de 0,35 bar.

A paragem de uma instalação frigorífica por um período curto deve efectuar-se da

seguinte forma:

Cortar a alimentação de fluido refrigerante ao evaporador alguns minutos antes

da paragem;

Cortar a alimentação de energia eléctrica ao motor de accionamento do

compressor;

Fechar as válvulas de aspiração e de descarga do compressor, bem como a

válvula da linha de retorno de óleo de lubrificação ao carter do compressor;

Parar o sistema de arrefecimento do condensador, as bombas de circulação de

fluido refrigerante secundário e os ventiladores dos arrefecedores de ar;

Desligar todos os selectores do quadro eléctrico.

No manuseamento de fluidos refrigerantes deve ter-se em atenção os seguintes

aspectos:

Devem ser manuseados em locais arejados, devendo dar-se especial atenção ao

respectivo grau de toxicidade e de inflamabilidade;


213


Os fluidos refrigerantes de baixa pressão (temperaturas de evaporação, à pressão

atmosférica, próximas da temperatura ambiente) acondicionam-se e manuseiam-

se de forma idêntica à dos óleos lubrificantes;

Os fluidos refrigerantes de média e de alta pressão (temperaturas de evaporação,

à pressão atmosférica, abaixo da temperatura ambiente) são acondicionados e

transportados em cilindros especiais em aço, devendo possuir válvulas de

segurança;

Um cilindro nunca deve ser totalmente cheio com líquido nem armazenado

próximo de fontes de calor, pois um aumento da temperatura implica um

aumento de pressão o que pode originar a explosão do reservatório;

Nunca se deve encher um cilindro sem ter a certeza de que está vazio;

O seu acondicionamento deve ser sempre feito em reservatório próprio,

devendo-se ter conhecimento de qual a sua capacidade máxima admissível;

A verificação da carga máxima pode efectuar-se por pesagem do reservatório.

11.5. ANOMALIAS, SINTOMAS E CAUSAS

Tal como um médico faz com um doente, também um técnico de frio, quando

confrontado com uma anomalia de funcionamento de uma instalação frigorífica, deve:

Analisar os sintomas;

Identificar as causas prováveis e estabelecer o diagnóstico;

Aplicar o remédio para, se possível, anular a anomalia de forma definitiva.

As principais anomalias de funcionamento que podem ocorrer numa instalação

frigorífica são:

O compressor não arranca;

O compressor não pára (funciona continuamente);

O compressor funciona em ciclos curtos (frequentes arranques e paragens);

Funcionamento ruidoso do compressor;

Baixa pressão de aspiração do compressor;

Alta pressão de aspiração do compressor;

Baixa pressão de descarga do compressor;

Alta pressão de descarga do compressor;

Falta de capacidade frigorífica da instalação;

Alta pressão do óleo lubrificante;

Baixa pressão do óleo lubrificante;

Falta de óleo lubrificante;

Deficiente funcionamento do órgão de expansão;

Motor eléctrico com aquecimento excessivo.

Temperatura do fluido a arrefecer demasiado elevada;

Temperatura do fluido a arrefecer demasiado baixa;

Nas tabelas seguintes apresentam-se as principais anomalias de funcionamento de ujma

instalação frigorífica, bem como os respectivos sintomas e as correspondentes causas

possíveis.


214


Anomalia Sintomas Causas possíveis O compressor

não arranca

O compressor não arranca mas o motor de

accionamento roda.

Sistema de acoplamento motor/compressor

danificado.

Contactos do pressostato de baixa abertos

(pressostato desligado).

Pressão de aspiração inferior ao valor de

arranque do pressostato devido a:

Válvula de líquido fechada;

Linha de líquido obstruída;

Filtro secador obstruído;

Válvula electromagnética da linha de

líquido avariada;

Válvula de aspiração fechada;

Válvula expansora danificada;

Fuga de fluido refrigerante;

Contactos danificados;

Fuga no tubo de tomada de pressão ou

válvula fechada.

Contactos do pressostato de alta abertos

(pressostato desligado).

Pressão de descarga superior ao valor de

paragem do pressostato devido a:

Condensador sujo ou obstruído;

Presença de gases incondensáveis;

Insuficiente caudal de fluido

arrefecedor do condensador;

Excessiva temperatura do fluido

arrefecedor do condensador.

Contactos do pressostato diferencial

abertos (após o rearme o compressor

arranca e volta a parar.

Falta de óleo no compressor.

Não corrente nas fases de alimentação do

compressor.

Falta de energia eléctrica;

Interruptor geral desligado;

Contactor aberto (desligado)

Não há tensão à saída dos fusíveis em

bora hasja tensão nas fases.

Fusíveis queimados.

Fraca intensidade das lâmpadas de

sinalização do quadro eléctrico.

Tensão baixa.

Tensão correcta nos bornes do motor

eléctrico mas este não arranca.

Motor eléctrico queimado.

Bobina do arrancador queimada ou

contactos partidos (arrancador

inoperativo).

Excesso de consumo de energia eléctrica;

Curto-circuito.

Falta de corrente na bobina do arrancador. Circuito de comando aberto devido a:

Pressostato de alta pressão;

Pressostato de baixa pressão;

Pressostato diferencial;

Baixa tensão na linha;

Relais térmico;

Termostato desregulado;

Fusíveis queimados.

Contactos do dispositivo de protecção de

sobrecarga abertos.

Sobrecarga do motor eléctrico;

Prisão nas chumaceiras;

Compressor bloqueado por avaria;

Falha nos contactos.


215



não pára

Temperatura do meio a arrefecer superior

ao normal.

Excessiva carga térmica.

Temperatura do meio a arrefecer inferior

ao normal.

Termostato regulado para um valor

demasiado baixo;

Contactos eléctricos do arrancador

soldados;


líquido bloqueada na posição de aberta.

Pressão de evaporação muito superior à

pressão de aspiração.

Linha de baixa pressão parcialmente

obstruída ou subdimensionada.

Cabeça do compressor mais fria do que o

normal.


Falta de vedação das válvulas do

compressor;

Falta de vedação da junta da cabeça do

compressor.

Bolhas no visor de líquido. Falta de fluido refrigerante.

Excessiva pressão de descarga. Excesso de fluido refrigerante.

Pressão de aspiração no valor de paragem

do pressostato de baixa pressão,

sobreaquecimento excessivo e

reduzida pressão de descarga.


Válvulas de líquido parcialmente fechadas,

obstruídas ou subdimensionadas;

Linha de líquido obstruída.

Pressão de aspiração no valor de paragem

do pressostato de baixa pressão,

sobreaquecimento excessivo e pressão

de descarga normal.

Compressor subdimensionado.

Pressão de aspiração normal,

sobreaquecimento excessivo e pressão

de descarga excessiva.

Válvula de descarga do compressor

parcialmente fechada

Cabeça do compressor quente e linha de

líquido mais quente que o normal.

Existência de gases incondensáveis;

Condensador sujo;

Reduzido caudal e/ou excessiva

temperatura do fluido arrefecedor.

Funcionamento ruidoso do compressor,

com pressão de descarga demasiado baixa

ou pressão de aspiração demasiado alta.

Falta de vedação das válvulas do

compressor.

Anomalia Sintomas Causas possíveis Baixa pressão

de aspiração

do compressor


Temperaturas da linha de líquido muito

diferentes.

Filtros da linha de líquido obstruída.

Evaporador sem alimentação de fluido

refrigerante.

Fuga no tubo capilar da válvula expansora

termostática.

Perda de capacidade frigorífica. Válvula expansora termostática obstruída.

Reduzida temperatura do fluido a

arrefecer e o compressor não pára.

Contactos do termostato bloqueados na

posição de fechados

Falta de capacidade frigorífica. Válvula expansora termostática mal

dimensionada.

Sobreaquecimento excessivo Excessiva queda de pressão (perda de

carga) no evaporador.


216


Anomalia Sintomas Causas possíveis Alta pressão

de aspiração

do compressor

O compressor não pára (funciona

continuamente).

Sobrecarga térmica do evaporador;

Evaporador sobredimensionado.

Linha de aspiração gelada e golpes de

líquido na aspiração do compressor.

Válvula expansora bloqueada na posição

de aberta;

Válvula expansora excessivamente

alimentada;

Válvula expansora sobredimensionada.

Funcionamento ruidoso do compressor. Válvulas de aspiração do compressor

danificadas.

Anomalia Sintomas Causas possíveis Falta de

capacidade

frigorífica

A válvula expansora produz ruídos. O fluido refrigerante expande-se na linha

de líquido;

Falta de fluido refrigerante.

Sucessivas paragens e arranques do

compressor.

Baixa pressão de aspiração do compressor

e excessiva temperatura do meio a

arrefecer.

Válvula expansora bloqueada;

Válvula expansora mal dimensionada;

Válvula expansora desregulada;

Sobreaquecimento inadequado;

Existência de óleo lubrificante no interior

do evaporador;


Diferentes temperaturas na linha de

líquido

Filtros da linha de líquido obstruídos;


líquido danificada.


e reduzido caudal de fluido a arrefecer.

Superfície do evaporador obstruída.

Alta pressão de aspiração do compressor e

excessiva temperatura do meio a

arrefecer.

Deficiente funcionamento do compressor.

Sobreaquecimento excessivo. Excessiva perda de carga no evaporador;

Válvula expansora subdimensionada;

Válvula expansora desregulada.

O compressor não pára (funcionamento

contínuo).

Sobreaquecimento inadequado;

Válvula expansora mal dimensionada;

Válvula expansora desregulada;

Válvula expansora bloqueada;


Anomalia Sintomas Causas possíveis Alta pressão

de descarga

do compressor

Excessiva temperatura de condensação. Reduzido caudal de fluido arrefecedor do

condensador;

Excessiva temperatura do fluido

arrefecedor do condensador;

Existência de gases incondensáveis;

Excesso de fluido refrigerante;

Equipamentos de condensação mal

dimensionados.

Reduzida temperatura do fluido

arrefecedor à saída do condensador.

Tubular do condensador obstruído.

Reduzido caudal de fluido arrefecedor

através do condensador.

Tubular do condensador obstruído.

Ventilador parado.

Deficiente funcionamento do condensador.


217


Anomalia Sintomas Causas possíveis Baixa pressão

de descarga

do compressor

Baixa temperatura do fluido arrefecedor à

saída do condensador.

Excesso de caudal de fluido arrefecedor

através do condensador.


Rápida subida da pressão de aspiração

durante a paragem do compressor.

Válvulas de descarga do compressor

danificadas.

Excessiva pressão de aspiração do

compressor

Falta de vedação do by-pass de controlo da

capacidade.


funciona em

ciclos curtos.

Frequentes paragens e arranques. Deficiente regulação do diferencial dos

pressostatos de alta e de baixa pressão;

Falta de fluido refrigerante

Falha no circuito eléctrico de comando.

A válvula electromagnética da linha de

líquido está a dar passagem.

Linha de líquido com temperaturas muito

diferentes antes e depois da válvula.


líquido a dar passagem.

Reduzido caudal de fluido a arrefecer

através do evaporador.

Filtros de ar obstruídos.

Motor do ventilador queimado.

Acoplamento motor/ventilador danificado

Sistema de descongelação automática

avariado.

Evaporador obstruído ou bloqueado com

gelo.

Pressão de descarga do compressor

excessiva.

Falha no sistema de condensação;

Excessiva carga de fluido refrigerante;

Existência de gases incondensáveis.

Rápida subida da pressão de aspiração

quando o compressor pára.


Reduzido caudal de fluido a arrefecer

através do evaporador.

Pressão de aspiração do compressor baixa.

Válvula expansora congelada no exterior.

Válvula expansora bloqueada.

Para além dos sintomas anteriores:

Exagerado sobreaquecimento e pressão de

evaporação muito superior à pressão de

aspiração do compressor;

Aquecendo ligeiramente o diafragma da

válvula expansora a anomalia é

corrigida momentaneamente.

Linha de baixa pressão parcialmente

obstruída ou subdimensionada;

O bolbo da válvula expansora perdeu parte

da carga termostática;

O local onde está montada a válvula

expansora está mais frio do que o

bolbo.

Anomalias Sintomas Causas possíveis Funcionamento

ruidoso do

compressor

Desajuste ou desaperto do acoplamento

motor/compressor.

Acoplamento motor/compressor.

Visor sem indicação de óleo lubrificante.

Paragem do compressor por actuação do

pressostato diferencial de óleo.

Falta de óleo lubrificante.

Funcionamento do compressor com

batidas.

Componentes internos do compressor

danificados.

Formação de gelo na aspiração e

funcionamento com batidas.

Golpes de líquido no compressor.

Válvula expansora bloqueada na posição

de aberta.

Motor e/ou compressor movimentam-se

relativamente ao fixe.

Apoios do motor e/ou do compressor

aliviados.


218


Anomalias Sintomas Causas possíveis Baixa pressão

de óleo de

lubrificação

Paragem do compressor por actuação do

pressostato diferencial de óleo de

lubrificação.

Válvula reguladora da pressão do óleo

lubrificante avariada ou desregulada;

Folga excessiva nas chumaceiras do

compressor;

Filtro de óleo lubrificante obstruído;

Bomba de óleo lubrificante danificada.

Diminuição da pressão do óleo

lubrificante após o arranque do

compressor.

Existência de fluido refrigerante líquido no

carter do compressor.

Anomalias Sintomas Causas possíveis Alta pressão

de óleo de

lubrificação

Diminuição gradual da pressão do óleo de

lubrificação à medida que o

compressor aquece.

Existência de fluido refrigerante líquido no

carter do compressor.

Excessiva pressão do óleo lubrificante. Válvula reguladora da pressão de óleo

lubrificante avariada ou desregulada;

Tubo de descarga da bomba de óleo

lubrificante obstruído.

Anomalias Sintomas Causas possíveis Falta de óleo

lubrificante

no compressor

Nível de óleo lubrificante no visor do

carter do compressor muito baixo.

Insuficiente carga de óleo lubrificante.

Descida gradual do nível de óleo

lubrificante no visor do carter do

compressor.

Deficiente retorno de óleo lubrificante ao

compressor.


e funcionamento com batidas.

Golpes de líquido na aspiração do

compressor.

Arranques e paragens sucessivas do

compressor.

Funcionamento do compressor em

períodos curtos.

Vestígios exteriores de óleo lubrificante

no compressor.

Fugas de óleo lubrificante através das

juntas do carter ou do bucim do

compressor.

Anomalia Sintomas Causas possíveis Motor

eléctrico com

aquecimento

excessivo

Excessivo consumo de energia eléctrica. Excessiva pressão de descarga do

compressor;

Falta de lubrificação do compressor;

Falta de lubrificação dos rolamentos do

motor eléctrico do compressor;

Reduzida tensão eléctrica.


219


Anomalia/sintoma Causas possíveis Elevada temperatura do fluido a

arrefecer.

Deficiente regulação do pressostato de baixa pressão;

Deficiente regulação do termostato;

Isolamento subdimensionado;

Entradas de ar exterior no interior da câmara frigorífica;

Válvula expansora mal regulada;

Evaporador obstruído;


Filtros da linha de líquido obstruídos;

Deficiente caudal de fluido a arrefecer através do evaporador;

Compressor e/ou condensador subdimensionado;

Evaporador subdimensionado;

Compressor avariado.

Anomalia/sintoma Causas possíveis Temperatura do fluido a

arrefecer demasiado baixa.

Deficiente regulação dos pressostatos;

Deficiente regulação do termostato;

Pressostatos em curto-circuito;

Termostato em curto-circuito;

Deficiente colocação do bolbo da válvula expansora termostática.

Se os órgãos de expansão não funcionam em boas condições a causa possível mais

frequente é a presença de humidade no interior da instalação frigorífica, a qual, como se

sabe, origina a formação de gelo, o qual pode bloquear a válvula em qualquer posição,

incluindo as posições de completamente aberta ou de completamente fechada.

Esta formação de gelo dá-se nos órgãos pelas seguintes razões:

É onde a secção de escoamento do fluido refrigerante é menor;

É o ponto do circuito de menor temperatura;

A humidade penetra no circuito através: do óleo lubrificante, do fluido

refrigerante e falta de cuidado quando dos trabalhos de montagem ou de

reparação.

11.6. PRINCIPAIS ACÇÕES DE MANUTENÇÃO

Apresenta-se, seguidamente, uma listagem de operações de manutenção cuja frequência

de execução pode variar desde a simples observação diária até vários anos de intervalo

ou apenas quando as circunstâncias a isso aconselham. Estas acções de manutenção

incidem normalmente sobre os seguintes aspectos:

Circuito frigorífico;

Compressores;

Sistemas de condensação;

Evaporadores;

Dispositivos de protecção e controlo;

Bombas;

Sistemas de ventilação;

Instalação eléctrica;

Motores eléctricos.


220


Dado o caracter genérico desta listagem, dever-se-á encontrar a melhor adequação dos

prazos indicados a cada situação particular, de acordo com o que a prática for

demonstrando e aconselhando, em função das características de cada instalação

frigorífica, dando sempre a melhor atenção às instruções normalmente fornecidas pelo

fabricante ou pelo instalador do equipamento, nomeadamente quanto à periodicidade

das acções a desenvolver. Assim, as operações de manutenção podem ser programadas

de acordo com as seguintes periocidades:

Diária (1);

Semanal (2);

Mensal (3);

Semestral (4);

Anual (5);

De três a cinco anos (6);

Intervalos não regulares ou de acordo com as necessidades (7).

Nas situações em que se indica mais do que um período para a mesma acção dever-se-á,

de acordo com as características da instalação frigorífica, escolher um período situado

entre o máximo e o mínimo indicado.

Generalidade da instalação frigorífica verificar:

Estado dos sobressalentes e equipamentos de reserva (3)

Inventário de sobressalentes (5)

Ferramentas especiais (4) (5)

Pontos de apoio de suspensões e equipamentos de elevação (5)

Estado de limpeza e de conservação da instalação (7)

Circuito de fluido refrigerante verificar:

A carga de fluido refrigerante (3) (4) (5)

Eventuais fugas de fluido refrigerante, óleo lubrificante ou água (3)

Filtros secadores (3)

Existência de gases incondensáveis e, se necessário, purgá-los (3)

Visores (de nível e de caudal) (3)

Sistema de retorno de óleo lubrificante e seu aquecimento (3)

Tomadas de montagem de manómetros e termómetros (4) (5)

Dispositivos de segurança e fusíveis térmicos (3) (4)

Juntas soldadas e flanges (4) (5)

Válvulas das linhas de fluido refrigerante (3) (4) (5)

Se capacetes de válvulas estão montados e apertados (3) (4) (5)

Tambores, abraçadeiras e outros suportes (4) (5)

Pinturas de identificação das condutas (5)

Indícios da existência de ferrugem, corrosão, etc. (4) (5)

Estado geral dos isolamentos e pinturas (4) (5) (6)

Equipamentos de segurança (3)

Circuitos em by-pass (3) (4) (5)

Estado dos reservatórios sob pressão (4) (5)

Periocidade das provas de pressão (5)


221


Compressores frigoríficos verificar:

Pressões e temperaturas de aspiração e de descarga (1) (2)

Os manómetros e os termómetros, calibrá-los se necessário (3)

O nível de óleo lubrificante do carter (1)

A pressão e a temperatura do óleo lubrificante (1) (2)

O estado do óleo lubrificante, substituí-lo se necessário (5)

A actuação e a regulação do pressostato diferencial (3)

Eventuais fugas de óleo lubrificante (3)

O funcionamento do separador de óleo (4)

As resistências eléctricas de aquecimento do carter (3)

A ocorrência de condensações no carter (1)

Eventuais fugas de fluido refrigerante (3)

O estado dos bucins (3) (4)

A actuação e regulação dos pressostatos de alta e de baixa (3)

As válvulas de aspiração e de descarga, beneficiá-las se necessário (4) (5)

Os filtros e limpá-los (3) (4) (5)

As condutas, uniões e respectivos isolamentos (4) (5)

Os sistemas de arranque em vazio e respectivo controlo da capacidade (2)

O funcionamento e o estado dos contadores horários (3)

As correias de transmissão, ajustá-las se necessário (2) (3)

As correias de transmissão, substituí-las se necessário (4) (5)

Alinhamento do compressor com o motor de accionamento (5)

As uniões de acoplamento (5)

A existência de vibrações (3)

O fixe do compressor e respectivas fixações (3) (5)

A existência de ruídos anormais (2) (3)

Êmbolos, chumaceiras e veio de manivelas (5)

Revisão completa com desmontagem geral (6)

Sistema de condensação por ar verificar:

Estado de limpeza do tubular e alhetas (1) (2)

Eventuais avarias em alhetas, corrigi-las se necessário (4) (5)

O estado da estrutura de suporte, beneficiá-la se necessário (5)


Rolamentos dos ventiladores e respectivas folgas (4) (5)

Rolamentos, lubrificá-los (3)

Estado dos veios dos ventiladores (3) (5)

Correias de transmissão e respectivos tambores (3) (5)

Sistemas de condensação por água verificar:

O tubular, tampas, espelhos e juntas (5)

Bujões e respectivos graus de corrosão (4)

Caudal de água e eventuais fugas de água (3)

Eventuais fugas de fluido refrigerante (2) (3)

O estado da água (5)

Dispositivos de controlo do caudal de água (3)

Temperaturas de entrada e de saída da água (1) (2)


222


Válvulas de passagem e de corte (2) (3)

Fundações e fixações (4) (5)

Estado geral de conservação (5)

Torres de arrefecimento verificar:

Chumaceiras dos ventiladores (2)

Sentido de rotação dos ventiladores (3) (4)

Alinhamento dos veios dos ventiladores (4) (5)

Chumaceiras dos motores de accionamento dos ventiladores (3)

Correias de transmissão e respectivos tambores (3)

Lubrificação das chumaceiras (3)

Sistema de alimentação de água (3)

Válvula de flutuador (2) (3)

Funcionamento do controlador do nível de água (2) (3)

Válvulas de passagem (3)

Filtros (3)

Condutas (3) (4) (5)

Bombas de circulação de água (2) (3)

Sistema de aquecimento de água (anticongelação) (3)

Tanque de água, despeja-lo e limpá-lo (5)

Estado do separador/eliminador de gotas de água (4) (5)

Existência de vibrações (3) (4) (5)

Fixações (4)

Caudal de água (2)

Temperaturas de entrada e de saída da água (2)

Funcionamento do sistema de tratamento da água (3) (4)

Estado da água e analisá-la (5)

Níveis de depósitos e incrustações (3)

Funcionamento da válvula de dreno (5)

Estrutura metálica, incluindo revestimentos, e beneficiá-la (5)

Condensadores evaporativos verificar:

Todas as operações indicadas para as torres de arrefecimento

Verificar o estado do tubular (3)

Fugas de fluido refrigerante (3)

Depósito de líquido verificar:

Visor e limpá-lo (4) (5)

Válvulas de segurança e/ou fusíveis térmicos (4) (5)

Nível de fluido refrigerante para as várias condições de funcionamento (2) (3)

Estado geral exterior e beneficiá-lo se necessário (5)

Evaporadores arrefecedores de ar verificar:

Temperaturas de entrada e de saída do ar (1) (2)

Pressão de evaporação do fluido refrigerante (2)


Estrutura de suporte (3) (4) (5)


223


Tubular, espelhos, curvas e alhetas (3) (4) (5)

Existência de obstáculos à circulação do ar (3) (4) (5)

Evaporadores arrefecedores de água verificar:

As mesmas verificações do que para os condensadores arrefecidos por água com

as necessárias adaptações.

Sistema de descongelação de evaporadores verificar:

Eficiência, intervalo e duração das descongelações (3)

Funcionamento dos dispositivos de comando (3)

Continuidade das resistências eléctricas (3)

Funcionamento dos temporizadores dos ventiladores (3)

Escoamento da água resultante das descongelações (3)

Tabuleiros e sistema de recolha de água das descongelações (4) (5)

Dispositivos de protecção e controlo verificar:

Existência de encravamentos (1) (2) (3)

Filtros (3)

Posição e aperto dos termopares (3) (4) (5)

Sedes, orifícios e hastes das válvulas (5) (6)

Bóias das válvulas de flutuador (3) (4) (5)


Continuidade e aperto das ligações eléctricas (3) (4) (5)

Bombas de fluidos refrigerantes ou de água verificar:

Empanques (3)

Alinhamento das transmissões (4) (5)

Lubrificação dos rolamentos (1) (2) (3)

Rolamentos e substituí-los se necessário (5)

Desgaste dos rotores (5)

Limpar filtros (3)

Válvulas (3) (4) (5)

Sistemas de by-pass (3) (4) (5)

Estrutura de fixação (3) (4) (5)

Estado geral exterior (5)

Estado geral dos isolamentos (4) (5)

Ventiladores verificar:

Eficiência da ventilação (3)

Sentido e velocidade de rotação (3) (4) (5)

Pás e alinhamento dos veios (5)

Rolamentos e substituí-los se necessário (3) (6)

Estrutura envolvente (5)

Estado geral de corrosão (5)

Fixação e apoios (4) (5)

Tensão e desgaste das correias de transmissão (3)

Lubrificação e lubrificar se necessário (1) (2) (3)


224


Ventiladores e respectivos suportes (3) (4)

Resistências de aquecimento das grelhas de protecção (3)

Condutas de ar verificar:

Estado geral (4) (5)

Juntas e eventuais fugas (4) (5)

Isolamento (4) (5)

Pontos de acumulação de sujidades se necessário limpar (5)

Limpeza das grelhas (4)

Dispositivos de fixação (5)

Espaços frigoríficos (câmaras, túneis, etc.) verificar:

Eventuais danos ou avarias nos isolamentos (4) (5)

Estado dos pavimentos (4) (5)

Temperatura do ar ambiente (3)

Estado geral das ligações pavimento/parede (4) (5)

Escoamento de água dos pavimentos (3)

Resistências de aquecimento (3)

Sistemas de anticongelação dos pavimentos (3)

Borrachas de vedação das portas (3)

Sistema de comando automático de portas (3)

Orifícios ou válvulas de equalização de pressão (3) (4)

Funcionamento e estado de conservação dos termostatos (3)

Dispositivos de segurança (3)

Estado de corrosão das estruturas metálicas (5)

Estado exterior dos telhados e revestimentos de paredes (5)

Limpeza e conservação dos sótãos e/ou tectos falsos (4) (5)

Estado da iluminação (3) (4)

Instalação eléctrica verificar:

Cablagem exterior (3) (4)

Fusíveis e outros dispositivos de protecção contra sobrecargas (5)

Funcionamento de arrancadores e contactores (1) (2)

Estado geral do painel de comando e limpá-lo se necessário (4) (5)

Funcionamento de lâmpadas sinalizadoras (5)

Aferição dos aparelhos de medida (5)

Funcionamento dos sistemas de alarme (3)

Interruptores e seccionadores (3) (5)

Funcionamento dos sistemas de segurança (3) (4) (5)

Motores eléctricos verificar:

Corrente absorvida (3) (4) (5)

Arranque de cada motor (3)

Sentido de rotação (1) (2) (3)

Velocidade de rotação (5)

Apertos do fixe (5)

Temperatura dos rolamentos e da carcaça (1) (2)


225


Possibilidade de curto-circuito (4) (5)

Isolamentos eléctricos (5)

Estado geral de limpeza (4) (5)

Alinhamento dos veios (3)

Lubrificar rolamentos (3)

Rolamentos e substituí-los se necessário (6)

Existência de vibrações anómalas (2) (3) (4)

Acoplamentos (3)

Placa de terminais (3)

Condutores e suas ligações (3)

Motores, desmontá-los para inspecção geral e limpeza (6)


226


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Documents

Refrig_apontamentos.pdf