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Ar Condicionado e Refrigeração
Prof. Rogério Soares
UFRPE-UACSA
Período Letivo - 2022.1
Prof. Rogério Soares ( UFRPE-UACSA ) Engenharia Mecânica Ar Condicionado e Refrigeração: 2022.1 1 / 165
Literatura:
Acesso: https://integrada.minhabiblioteca.com.br
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Sumário:
1 Termodinâmica aplicada à refrigeração
Conceito de sistema e volume de controle
Propriedades e estado termodinâmico
Primeira Lei da Termodinâmica
Segunda Lei da Termodinâmica
Exergia (Disponibilidade)
2 Fluidos refrigerantes
Características
Classificação
3 Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios
Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
Remoção de gás de flash
Intercooling em múltiplos estágios
Resfriamento intermediário combinado
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4 Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata
Motivação
Combinação de fluidos refrigerantes
Análise via CoolProp
5 Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA
Características
Definições
6 Psicrometria
Definições
Temperaura de saturação adiabática
Carta Psicrométrica
Problemas
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Termodinâmica aplicada à refrigeração
Termodinâmica aplicada à refrigeração
Aula - 01
Tópicos:
1. Conceito de sistema e volume de controle
2. Propriedades e estado termodinâmico
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Conceito de sistema e volume de controle
Conceito de sistema e volume de controle:
Tudo externo ao sistema é considerado vizinhança do sistema
O sistema e sua vizinhança são separados por uma fronteira.
Figura 1: A fronteira (boundary) pode está em repouso ou em movimento.
Delinear a fronteira torna-se imprescindível à correta análise do problema.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Conceito de sistema e volume de controle
Tipos de Sistemas:
Sistema Fechado: Uma porção definida e constante de matéria está sob análise.
Figura 2: Gás representa o sistema. Massa não atravessa a fronteira (boundary), apenas
energia.Prof. Rogério Soares ( UFRPE-UACSA ) Engenharia Mecânica Ar Condicionado e Refrigeração: 2022.1 7 / 165
Termodinâmica aplicada à refrigeração Conceito de sistema e volume de controle
Sistema Isolado: Trata-se de um sistema fechado onde nenhum tipo de interação
ocorre através da fronteira.
Figura 3: Gás representa o sistema. Massa nem energia atravessam a fronteira (boundary).
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Conceito de sistema e volume de controle
Sistema aberto: Região do espaço por onde há fluxo de massa/energia.
Figura 4: Massa e energia atravessam a fronteira do volume de controle.
O termo Volume de Controle representa uma definição mais precisa e será usada
daqui em diante.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Conceito de sistema e volume de controle
Analisando problemas:
(a) (b)
Figura 5: Volume de controle construído em torno da placa apenas.
Nesta análise, tem-se um sistema aberto (volume de controle) com fluxo de calor por
radiação, mais fluxo de massa e energia pela entrada 1 e saída 2 .
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Conceito de sistema e volume de controle
Analisando problemas:
(a)
(b)
Figura 6: O VC deve ser construído sobre aquilo que se deseja analisar.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Propriedades e estado termodinâmico
Processo termodinâmico:
Transformação que um sistema passa de um estado para outro.
Figura 7: Uma massa de gás (sistema) sofre um processo termodinâmico.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Propriedades e estado termodinâmico
Ciclo termodinâmico:
Sequência de estados que um sistema passa até voltar ao inicial.
Figura 8: Ciclo de refrigeração por compressão de vapor.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Propriedades e estado termodinâmico
Regime permanente:
Estado no qual um sistema se encontra onde suas propriedades não variam com o passar
do tempo.
dE
dt
∣∣∣∣∣
V.C.
= 0 (1)
Regime transiente:
Propriedades variam com o passar do tempo.
dE
dt
∣∣∣∣∣
V.C.
̸= 0 (2)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Propriedades e estado termodinâmico
Substância pura:
Aquela que possui composição química invariável independente da estado
termodinâmico em que se encontra.
Exemplo:
O ar, apesar de ser uma mistura, para a grande maioria das aplicações, pode ser
considerado uma substância pura. O mesmo não se pode dizer quando aplicado em
processos que envolvem temperaturas muito baixas (< 100℃).
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Propriedades e estado termodinâmico
Pressão manométrica (gauge-pressure):
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Propriedades e estado termodinâmico
Escalas de temperatura:
Escalas de temperatura Símbolo Fórmula de conversão
Celcius (centígrados) ℃
Fahrenheit (English Unit) °F (℃ × 1.8) + 32 = °F .
Rankine °R (°R − 491.67) (5/9) = −272.6℃
Kelvin K K = ℃ + 273.15.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Primeira Lei da Termodinâmica:
Balanço energético sobre um sistema:(
Variação de
energia
)
=
(
Troca líquida
de calor
)
−
(
Troca líquida
de trabalhosistema
)
(3)
que pode ser escrita como:
∆E = Q − W (4)
A variação da energia do sistema leva em consideração:
(
Variação de
energia
)
=
 Variação deenergia cinética
∆K
+
 Variação deenergia potencial
∆P
+
 Variação deenergia interna
∆U

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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Que pode ser escrita como:
∆Esist. = ∆K + ∆P + ∆U (5)
Esta análise não se preocupa com o tempo que o sistema passou para sofrer um
processo termodinâmico.
Balanço de energia instantâneo sobre um sistema:
A taxa de
variação de
energia do
sistema
 =

Taxa líquida de
calor que cruza
as fronteiras
do sistema
−

Taxa líquida de
trabalho que cruza
as fronteiras
do sistema
 (6)
dE
dt
∣∣∣∣∣
sist.
= Q̇ − Ẇ (7)
onde:
dE
dt
∣∣∣∣∣
sist.
= dK
dt
+ dP
dt
+ dU
dt
(8)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Taxa:
Variação de energia: [J]
Variação de tempo: [s] [W ], Watt
Taxa líquida: 
Somatório das
contribuição das
transferências de
energia que entram
no sistema
−

Somatório das
contribuição das
transferências de
energia que saem
no sistema

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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Primeira Lei da Termodinâmica Aplicada a Volumes de Controle:
1. Conservação da Massa
•A aplicação do conceito de Sistema Fechado torna-se útil quando a massa
contida no mesmo é fixa.
•Em muitas situações, o conceito de Volume de Controle - VC se faz mais
apropriado na análise termodinâmica.
•Exemplos: Turbinas, compressores, bombas, trocadores de calor, etc.
•Massa, calor e trabalho atravessam a superfície de um VC.
•A massa e suas propriedades podem mudar com o tempo.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Figura 9: Diagrama esquemático de um VC construído em torno de um trecho de uma central
de potência a vapor.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Balanço de massa:
Taxa de
variação
de massa
dentro
do VC

[
kg
s
]
=
Fluxo demassa que
entra no VC
[kg
s
]
−
Fluxo demassa que
deixa o VC
[kg
s
]
(9)
dm
dt
∣∣∣∣∣
V C
=
∑
ṁent −
∑
ṁsai (10)
O fluxo de massa líquido no VC pode se dá:
dm
dt
∣∣∣∣∣
V C

= 0 (Regime permanente)
> 0 (Acumulo de massa)
< 0 (Perda de massa)
(11)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Trocadores de calor
Figura 10: Alguns dispositivos podem ter mais de uma entrada e de uma saída.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Exercício:
A feedwater heater operating at steady state has two inlets and one exit. At inlet 1,
water vapor enters at p1 = 7bar, T1 = 200℃ with a mass flow rate of 40kg/s. At
inlet 2, liquid water at p2 = 7bar, T2 = 40℃ enters through an area As = 25cm2.
Saturated liquid at 7 bar exits at 3 with a volumetric flow rate of 0.06m3/s.
Determine:
a) the mass flow rates at inlet 2 and at the exit, in kg/s,
b) the velocity at inlet 2, in m/s.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Equação de Energia para um volume de controle:

Taxa de
variação
de ener-
gia
 =
Taxa líquida detransferência de
calor
−
Taxa lí-quida de
trabalho
+
Taxa líquida deenergia transfe-
rida pelo fluido
 (12)
dE
dt
∣∣∣∣
V C
=Q̇líq. − Ẇtotal+[∑
ṁent
(
ue +
V 2e
2 + gze
)
−
∑
ṁsai
(
us +
V 2s
2 + gzs
)] (13)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Considerações sobre Trabalho na Superfície do VC:
Ẇtotal =

Trabalho associado
à pressão do fluido
devido ao fluxo de
massa
+

Outras formas de
trabalho: Trabalho
de eixo, efeitos elé-
tricos, etc.
 (14)
•Sempre que o fluido atravessa a fronteira do VC, há trabalho de movimento de
fronteira.
•Massa de fluido que entra: vizinhança exerce trabalho sobre o VC.
•Massa de fluido que sai: VC exerce trabalho sobre a vizinhança.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Trabalho associado à pressão do fluido devido ao fluxo de massa:
A entrada e saída de uma massa do fluido no VC decorre da ação de uma força sobre
esta.
F = pA (15)
A taxa de transferência de energia, [Watt], por trabalho no VC fica:
Ẇfluxo = p (A · Vi) (16)
i: entrada → A e Vi têm sentidos opostos: W < 0.
i: saída → A e Vi têm mesmo sentido: W > 0.
A taxa líquida de trabalho:
Ẇfluxo = (psAs) Vs − (peAe) Ve (17)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Reescrevendo Eq.(17):
Ẇfluxo = ṁs (psvs) − ṁe (peve) (18)
Trabalho total líquido (< 0 saindo):
Ẇtotal = Ẇfluxo + Ẇoutros (19)
Usando Eq.(19) em Eq.(13), temos:
dE
dt
∣∣∣∣
V C
=Q̇liq −
[
Ẇfluxo + Ẇoutros
]
+
∑
ṁe
(
ue +
V 2e
2 + gze
)
−
∑
ṁs
(
us +
V 2s
2 + gzs
) (20)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Entalpia: propriedade termodinâmica
h = u + pv (21)
Aplicando a definição de entalpia:
dE
dt
∣∣∣∣
V C
=Q̇liq − Ẇoutros
+
∑
ṁe
[
he +
V 2e
2 + gze
]
−
∑
ṁs
[
hs +
V 2s
2 + gzs
] (22)
No regime permanente:
dE
dt
∣∣∣∣∣
V C
= 0
Processo adiabático:
Q̇liq = 0
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Exercício:
Steam enters a converging–diverging nozzle operating at steady state with p1 =
40bar, T1 = 400℃, and a velocity of 10m/s. The steam flows through the nozzle
with negligible heat transfer and no significant change in potential energy. At
the exit, p2 = 15bar, and the velocity is 665m/s. The mass flow rate is 2kg/s.
Determine the exit area of the nozzle, in m2.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Solução:
Como já discutido anteriormente, o primeiro passo consiste em levantar hipóteses
simplificadoras do problema.
Hipóteses:
1 Regime permanente.
2 Não há transferência de calor através da superfície do VC.
3 Não há trabalho de eixo, cisalhamento, elétricos, magnéticos, etc.
4 Variação de energia potencia desprezível.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Solução:
Com estas hipóteses, justificamos os cortes:
�
�
�
��
=0(1)
dE
dt
∣∣∣∣∣
V C
= ��
�>
=0(2)
Q̇liq − ��
�*
=0(3)
Ẇout
+ ṁe
[
he +
V 2e
2 + �
��*
=0(4)
gze
]
− ṁs
[
hs +
V 2s
2 + �
��*
=0(4)
gzs
]
Sobre a energia potencial: gṁ����
�:=0(ze − zi) , visto que ṁ = ṁe = ṁs. Temos, então:
0 = 0 − 0 + ṁe
[
he +
V 2e
2
]
− ṁs
[
hs +
V 2s
2
]
(23)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
Solução:
he +
V 2e
2 = hs +
V 2s
2 (24)
Na seção de saída,
hs = he +
V 2e
2 −
V 2s
2 (25)
Das tabelas de propriedades termodinâmicas do vapor, temos:
hs = 2992.5kJ/kg
e depois:
v2 = v(p = 15bar, h = 2992.5kJ/kg) = 0.1627m3/kg
Finalmente:
A2 =
ṁ
ρV2
= 4.89 · 10−4m2
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Primeira Lei da Termodinâmica
2. Steam at 160bar, 480℃, enters a turbine operating at steady state with a
volumetric flow rate of 800m3/min. Eighteen percent of the entering mass flow
exits at 5 bar, 240℃, with a velocity of 25m/s. The rest exits at another location
with a pressure of 0.06bar, a quality of 94%, and a velocity of 400m/s. Determine
the diameters of each exit duct, in m.
3. Air expands through a turbine from 10 bar, 900K to 1 bar, 500K. The inlet
velocity is small compared to the exit velocity of 100 m/s. The turbine operates at
steady state and develops a power output of 3200 kW. Heat transfer between the
turbine and its surroundings and potential energy effects are negligible. Calculate
the mass flow rate of air, in kg/s, and the exit area, in m2.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Segunda Lei da Termodinâmica
Segunda Lei da Termodinâmica:
A primeira lei da termodinâmica não permite uma análise completa de um sistema
ignorando, por exemplo, a impossibilidade de um corpo “frio” ceder calor para outro
“quente”.
A segunda lei da termodinâmica surge para dizer se um processo pode ocorrer de forma
espontânea ou não.
Essa afirmação se faz por meio da definição de um novo conceito: a entropia.
S2 − S1 =
∫ 2
1
(
δQ
T
)
rev.
(26)
Pode-se afirmar que:
“A entropia total de um processo (sistema + vizinhança) é sempre maior ou igual a
zero.”
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Segunda Lei da Termodinâmica
Balanço de entropia para um sistema fechado:
S2 − S1︸ ︷︷ ︸
variação de
entropia
=
∫ 2
1
δQ
T︸ ︷︷ ︸
Transferência
de entropia
+ Sg.︸︷︷︸
Geração de
entropia
(27)
Perceba que em (27) falamos de transferência de entropia, ou seja, um conceito que,
assim como a energia, pode ser transferido.
Taxa:
dS
dt
=
∑
j
Q̇j
Tj
+ Ṡg. (28)
Balanço de entropia para um volume de controle:
dSV C
dt
=
∑
j
Q̇j
Tj
+
∑
e
ṁese −
∑
s
ṁsss + ṠV C (29)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Segunda Lei da Termodinâmica
Problem:
Components of a heat pump for supplying heated air to a dwelling are shown in the
schematic below. At steady state, Refrigerant 22 enters the compressor at −5℃, 3.5bar
and is compressed adiabatically to 75℃, 14 bar. From the compressor, the refrigerant
passes through the condenser, where it condenses to liquid at 28℃, 14 bar. The refrigerant
then expands through a throttling valve to 3.5 bar. The states of the refrigerant are shown
on the accompanying T–s diagram. Return air from the dwelling enters the condenser at
20℃, 1 bar with a volumetric flow rate of 0.42m3/s and exits at 50℃ with a negligible
change in pressure. Using the ideal gas model for the air and neglecting kinetic and
potential energy effects:
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Segunda Lei da Termodinâmica
(a) determine the rates of entropy production, in kW/K, for control volumes enclosing
the condenser, compressor, and expansion valve, respectively.
(b) Discuss the sources of irreversibility in the components considered in part (a).
Lembrar que para um gás ideal: s2 − s1 = cp ln T2T1 + R ln
v2
v1
Figura 11: Esquema do sistema de bomba de calor.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
Exergia (Disponibilidade):
1 Mais um conceito importante da termodinâmica.
2 Sempre haverá um potencial ou disponibilidade de se realizar trabalho quando dois
sistemas em diferentes estados comunicam-se entre si.
3 Este trabalho, ou potencial, se extingue quando ocorre o equilíbrio entre estes
sistemas.
4 Exergia é o máximo trabalho teórico (disponível) esperado até o equilíbrio.
5 Exergia não se conserva, pois é destruída pelas irreversibilidades.
6 Exergia se transfere.
7 Exergia é uma medida de afastamento do estado de um sistema e o estado do
ambiente (referência).
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
Figura 12: O ponto de mínimo do gráfico significa o estado termodinâmico do ambiente de
referência
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
Figura 13: O ponto de mínimo do gráfico significa o estado termodinâmico do ambiente de
referência
Partindo do fato que:
∆Ec = (Qc = 0) − Wc (30)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
Demonstra-se que:
Wc = (E − U0) + p0 (V − V0) − T0 (S − S0) − T0Sger. (31)
Como a exergia (E) trata do máximo trabalho teórico possível, temos:
E = (E − U0) + p0 (V − V0) − T0 (S − S0) (32)
A exergia pode também ser vista como a magnitude do mínimo trabalho teórico
fornecido para levar um sistema do ponto morto para um dado estado.
Variação de exergia:
E2 − E1 = (E2 − E1) + p0 (V2 − V1) − T0 (S2 − S1) (33)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
Analisando sistemas reais, precisamos identificar quanto da exergia é perdida ou
destruída. Partindo da primeira e segunda leis, para um sistema fechado:
E2 − E1 =
∫ 2
1
δQ − W (Primeira Lei) (34)
S2 − S1 =
∫ 2
1
(
δQ
T
)
b
+ Sger. (Segunda Lei) (35)
Chega-se a:
∆E =
∫ 2
1
(
1 − T0
Tb
)
δQ︸ ︷︷ ︸
Transf. de exergia
por transferência de calor
− [W − p0 (V2 − V1)]︸ ︷︷ ︸
Transfer. de exergia
por trabalho
− T0Sger.︸ ︷︷ ︸
Destruição de
exergia
(36)
b - boundary (fronteira)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
O lado esquerdo de (36) pode ser calculado através de (33).
Calcularmos da destruição de exergia:
Edes = T0Sger. (37)
Problema: Exploring Exergy Change, Transfer, and Destruction
Water initially a saturated liquid at 100℃ is contained in a piston–cylinder assembly. The water
undergoes a process to the corresponding saturated vapor state, during which the piston moves
freely in the cylinder. For each of the two processes described below, determine on a unit of
mass basis the change in exergy, the exergy transfer accompanying work, the exergy transfer
accompanying heat, and the exergy destruction, each in kJ/kg. Let T0 = 20℃, p0 = 1.014bar.
(a) The change in state is brought about by heating the water as it undergoes an internally
reversible process at constant temperature and pressure.
(b) The change in state is brought about adiabatically by the stirring action of a paddle wheel.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
Balanço de Exergia - Volume de Controle:
dE
dt
=
∑
j
(
1 − T0
Tj
)
Qj −
(
Ẇvc − p0
dVvc
dt
)
+
∑
i
ṁiei −
∑
k
ṁkek − Ėd (38)
Exergia específica e:
e = (h − h0) − T0 (s − s0) + V 2/2 + gz (39)
Ėd - taxa de destruição de exergia
Regime permanente:
dE
dt
= 0 e dVvc
dt
= 0 (40)
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
Problema: Exergy Destruction in a Throttling Valve
Superheated water vapor enters a valve at 3.0 MPa, 320℃ and exits at a pressure of 0.5
MPa. The expansion is a throttling process. Determine the specific flow exergy at the
inlet and exit and the exergy destruction per unit of mass flowing, each in kJ/kg. Let
T0 = 25℃, p0 = 1atm.
Figura 14: Válvula de estrangulamento.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
Problema: Exergy Destruction in a Heat Exchanger
Compressed air enters a counterflow heat exchanger operating at steady state at 610 K, 10bar
and exits at 860K, 9.7bar. Hot combustion gas enters as a separate stream at 1020K, 1.1bar
and exits at 1bar. Each stream has a mass flow rate of 90 kg/s. Heat transfer between the
outer surface of the heat exchanger and the surroundings can be ignored. Kinetic and potential
energy effects arenegligible. Assuming the combustion gas stream has the properties of air,
and using the ideal gas model for both streams, determine for the heat exchanger:
(a) the exit temperature of the combustion gas, in K.
(b) the net change in the flow exergy rate from inlet to exit of each stream, in MW.
(c) the rate exergy is destroyed, in MW.
Let T0=300K, p0=1 bar.
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Termodinâmica aplicada à refrigeração Exergia (Disponibilidade)
Figura 15: Trocador de calor
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Fluidos refrigerantes
Fluidos refrigerantes
Aula - 02
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Fluidos refrigerantes
Fluidos refrigerantes:
Fluido de trabalho da maioria dos sistemas de refrigeração, ar-condicionado e bombas
de calor.
Figura 16: Em geral, submetidos a um circuito fechado no qual o fluido passa por repetidas
mudanças de fase líquido-vapor, vapor-líquido
Diversos países impõem restrições de uso aos mais variados tipos existentes no mercado.
Riscos ambientais e humanos.
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Fluidos refrigerantes Características
Características:
Requerimentos gerais de um fluido refrigerante
1 Não-corrosivo, não-tóxico, não-inflamável.
2 Compatibilidade com materiais de componentes e óleos lubrificantes.
3 Pressões de trabalho razoáveis (não muito alta ou nem abaixo da pressão
atmosférica).
4 Baixo custo.
5 Fácil detecção de vazamento.
6 Não agrida o meio ambiente.
Obs.: Nenhum fluido possui todas as características mencionadas.
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Fluidos refrigerantes Características
Tabela 1: Relação custo por kg para alguns refrigerantes no mercado varejista atual
Refrigerante Custo/kg
R717 (Amônia) R$ 45,15
R290 R$ 90,30
R1270 R$ 90,30
R600A R$ 103,20
R134a R$ 137,60
R404a R$ 374,10
R507 R$ 374,10
R407C R$ 387,00
R410A R$ 387,00
R417A R$ 638,55
R1234yf R$ 767,55
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Fluidos refrigerantes Características
Compressor hermético
(a) (b)
Figura 17: Refrigerante em contato com o motor exige propriedade dielétrica de alto valor.
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Fluidos refrigerantes Características
Requerimentos termodinâmicos dos fluidos refrigerantes:
1 Temperatura crítica e ponto tríplo fora da faixa de trabalho.
2 Pressão de sucção acima da pressão atmosférica.
3 Pressão de descarga baixa: permite a construção de equipamentos mais leves.
4 Razão de pressão: a menor possível ⇒ alta eficiência volumétrica e baixo consumo
de energia.
5 Alto calor latente de evaporação.
6 Baixa viscosidade: baixa perda de carga (queda de pressão).
7 Quimicamente estáveis.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Figura 18: Diagrama de fases para a água.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Classificação:
Figura 19: Classificação de refrigerantes.
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Fluidos refrigerantes Classificação
1. Compostos halogenados e saturados:
Halogenados: formadores de sais (Fluor, Cloro, Bromo, Iodo, Astato)
Saturados: Ligação covalente simples.
Derivados dos alcanos: CnH2n+2
Designação: R XYZ
X+1: número de átoms de carbono
Y-1: número de átomos de hidrogênio
Z: número de átomos de flúor
Um balanço indica o número de átomos de cloro.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Ex: R22 ⇒ R022
X = 0 ⇒ No. Carbono = 0+1 = 1 átomo ⇒ derivado do metano
Y = 2 ⇒ No. Hidrogênio = 2-1 = 1 átomo
Z = 2 ⇒ No. Flúor = 2
Balanço = 4 – no. de (H+F) átomos = 4-(1+2) = 1 ⇒ No. of átomos de cloro = 1
Fórmula química do R22:
CHClF2 (clorodifluormetano)
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Fluidos refrigerantes Classificação
Ex: R12 ⇒ R012
X = 0 ⇒ No. Carbono = 0+1 = 1 átomo ⇒ derivado do metano
Y = 1 ⇒ No. Hidrogênio = 1-1 = 0 átomo
Z = 2 ⇒ No. Flúor = 2
Balanço = 4 – no. de (H+F) átomos = 4-(0+2) = 2 ⇒ No. of átomos de cloro = 2
Fórmula química do R12:
CHCl2F2 (diclorodifluormetano)
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Fluidos refrigerantes Classificação
Ex: R134a
X = 1 ⇒ No. Carbono = 1+1 = 2 átomos ⇒ derivado do etano
Y = 3 ⇒ No. Hidrogênio = 3-1 = 2 átomos
Z = 4 ⇒ No. Flúor = 4
Balanço = 4 – no. de (H+F) átomos = 4-(2+4) = -2 ⇒ No. of átomos de cloro = 0
Fórmula química do R134a:
C2H2F4 (Tetrafluoretano)
A letra “a” indica um isômero, ou seja, uma molécula composta dos mesmos elementos
químicos (R134) porém com arranjo molecular diferente.
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Fluidos refrigerantes Classificação
2. Refrigerantes inorgânicos:
Designados pelo número 700 seguido do peso molecular arredondado.
1 Amônia (NH3): PM=17 ⇒ R717
2 Dióxido de carbono (CO2): PM=44 ⇒ R744
3 Água (H2O): P=18 ⇒ R718
Amônia:
•Não agride o meio ambiente
•Altamente tóxico ao ser humano
•Inflamável
•Não regem bem a tubos de cobre ou ligas de cobre
•Aço ou alumínio devem ser empregados.
•Menos denso que o ar. Em um vazamento, o mesmo se dispersa para longe.
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Fluidos refrigerantes Classificação
3. Misturas:
1 Misturas azeotrópicas: Designadas pela séria 500
1. Comportam-se como substâncias puras (pressão e temperatura constantes na
mudança de fases).
2. A fase vapor possui a mesma proporção de constituintes da fase líquida.
3. De difícil separação.
a. R 500: Mistura de R 12 (73.8%) e R 152a (26.2%)
b. R 502: Mistura de R 22 (48.8%) e R 115 (51.2%)
c. R 503: Mistura de R 23 (40.1%) e R 13 (59.9%)
d. R 507A: Mistura de R 125 (50%) e R 143a (50%)
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Fluidos refrigerantes Classificação
2 Misturas zeotrópicas (ou não-azeotrópicas): Designadas pela séria 400
a. Se comportam como uma mistura binária.
b. Quando há a presença de duas fases (líquida-vapor), as concentrações de cada
componente nestas fases diferem.
Componentes podem ser separados facilmente.
a. R404A : Mistura of R125 (44%), R 143a (52%) and R 134a (4%)
b. R407A : Mistura of R32 (20%), R 125 (40%) and R 134a (40%)
c. R407B 1 : Mistura of R32 (10%), R 125 (70%) and R 134a (20%)
d. R410A : Mistura of R32 (50%) and R 125 (50%)
1Mistura que possuem os mesmo componentes puros mas composições diferentes são identificados
por letras maiúsculas após o número. Ex.: R407A e R407B.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Figura 20: Diagrama de fases para uma mistura (NH3/H2O) não-azeotrópica a p=15bar.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Comparação qualitativa para um processo isotérmico envolvendo uma substância pura
(ou uma mistura azeotrópica) e uma mistura não-azeotrópica.
Figura 21: Mistura azeotrópica (esquerda) e zeotrópica (direita).
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Fluidos refrigerantes Classificação
Diagrama pressão entalpia: R134a (azeotrópica)
Figura 22: Temperatura permanece constante durante a mudança de fase à pressão constante.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Diagrama pressão entalpia: R407C (não-azeotrópica)
Figura 23: Temperatura glide acentuado: pressão e temperatura não são constantes.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Diagrama pressão entalpia: R410A (não-azeotrópica)
Figura 24: Temperatura glide muito pequeno 1℃
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Fluidos refrigerantes Classificação
Hidrocarbonetos:
Características:
1 Baixo GWP
2 ODP nulo
3 Alta eficiência energética
4 Altamente inflamáveis
Tabela 2: Alguns tipos de refrigerantes
Refrigerante Referência
Propano (C3H8) R290
n-butano (C4H10) R600
iso-butano (C4H10) R600a
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Fluidos refrigerantes Classificação
Classificação de segurança:
Tabela 3: Classificação ASHRAE 2 por grupo de segurança.
INFLAMÁVEL TÓXICO
Alta A3 B3
Leve A2 B2
Muito Leve A2L B2L
Não A1 B1
Baixa Alto
Refrigerantes do ponto de vista de segurança.
Grupo A1: os mais seguros.
Grupo B3: os mais perigosos.
2American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers
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Fluidos refrigerantes Classificação
Exemplos de refrigerantes baseados na tabela (3).
A1: R11, R12, R13, R22, R134a, R744
A2: R142b, R152a
A3: R170 (etano), R290 (propano)
B1: R123, R764 (dióxido de enxofre)
B2: R40 (cloro metano),
B3: ???
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Fluidos refrigerantes Classificação
Potencial de Aquecimento Global - GWP
Potencial de Redução da Camada de Ozônio - ODP
R134a : GWP = 1300 ⇒ 1kg de R134a equivale a 1300kg de CO2
Tabela 4: Impacto ambiental de alguns refrigerantes
Refrigerante ODP (R11 = 1.0) GWP (CO2 = 1.0)
R22 HCFC 0.05 1700
R134a HFC 0 1300
R404a HFC 0 3750
R407c HFC 0 1610
R411b HCFC 0.045 1602
R717 ammonia 0 0
R290 propane 0 3
R600a isobutane 0 3
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Fluidos refrigerantes Classificação
Figura 25: Série de hidrocarbonetos halogenados derivados do metanos e etano.
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Fluidos refrigerantes Classificação
(a) (b)
Figura 26: a) Gases de efeito estufa refletem ou absorvem parte da radiação infravermelha
emitida pela Terra.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Figura 27: Curvas de pressões de saturação para diversos refrigerantes.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Interação com óleo lubrificante
O óleo de lubrificação do compressor entra em contato com o refrigerante.
A seleção do óleo mais adequado deve ser cuidadosamente considerada.
As funções do óleo em um compressor: lubrificação das partes móveis e resfriamento.
Tipos básicos:
1. Óleos minerais (OM):
1 Mais barato
2 Originados de petróleos crus
3 Qualidades dependem da proveniência e da viscosidade do petróleo cru.
4 Refino por solvente
5 Não é possível retirar todas as impurezas do óleo
6 Quantidade de enxofre presente pode, a médio e longo prazo, trazer prejuízos ao
compressor: ataque ácido.
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Fluidos refrigerantes Classificação
2. Óleo sintéticos:
Método de obtenção: sínteses químicas (hidrocraqueamento severo dentre outros)
1 Alquilbenzenos (AB)
2 PAG: glicóis polialcalinos
3 POE: ésteres poliólicos
Vantagens:
Maior intervalo de troca
Menor formação de borra
Maior resistência ao envelhecimento (oxidação)
Maior estabilidade em altas temperaturas
Maior rendimento para motores de alta performance
Mais caros, porém apresentam uma boa relação custo/benefício.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Figura 28: Lubrificante de éster poliol sintético (POE) ISO 32 formulado para fornecer
desempenho em compressores de refrigeração alternativos e scroll, sistemas herméticos ou
semi-herméticos.
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Fluidos refrigerantes Classificação
Figura 29: Relação refrigerante, os lubrificante compatíveis e os compressores.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios
Sistemas por Compressão a Vapor
Múltiplos Estágios
Aula - 03
Tópicos:
1. Motivação
2. Gás flash
3. Resfriamento intermediário (Intercooling)
4. Pressão intermediária.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
Sistemas de refrigeração por compressão a vapor de um único estágio:
a. Um lado de baixa pressão: evaporador
b. Um lado de alta pressão: condensador.
Adequado para diferenças de temperaturas pequenas.
Para grandes diferenças de temperatura:
a. Queda do desempenho do sistema
b. Comprometimento (integridade física) de componentes
c. Elevação de custos
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
Situações em que surgem elevadas diferenças de temperatura
i. Indústria de alimentos congelados: temperatura de evaporação −40℃.
ii. Processos de secagem/aquecimento: altas temperaturas na condensação.
Considere a seguinte situação:
Para uma temperatura fixa de condensação, à medida que se reduz a temperatura no
evaporador, aumentam-se:
i. A entropia na expansão (perda de carga)
ii. A entropia na região de vapor superaquecido (perda de carga)
iii. A temperatura de descarga do compressor
iv. O título na entrada do evaporador
v. O volume específico na entrada do compressor
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
Figura 30: Menor a temperatura, maior o volume específico do vapor saturado.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
(a) (b)
Figura 31: a) Queda na capacidade de refrigeração (aumento do título). b) Aumento de
entropia na região de superaquecimento.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
Desempenho de um sistema de refrigeração - COP
COP = Q̇evap.
Ẇcomp
(41)
Balanço de energia evaporador:
Q̇evap. = ṁ (h1 − h4) [W ] (42)
h1 =hv(Tevap.)
h4 =hl + xhlv((Tevap.))
Como de 3 para 4 admitimos o processo como isentálpico (h=const), temos:
h4 =h3
h3 =hl(Tcond)
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
Pelo diagrama da figura (31a), quanto menor a temperatura no evaporador, menor h1
Consequentemente, menor Q̇evap. e menor o COP.
Comportamento inverso se obser no trabalho do compressor que passa a ser cada vez
maior.
Ẇcomp = ṁ (h2 − h1) (43)
Resumindo:
O COP do sistema de um único estágio diminui não apenas pela redução de Q̇evap.
como também pelo aumento de Ẇcomp.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
Como calcular h2:
Outra hipótese adotada é a de que o compressor é reversível e adiabático, ou seja,
s1 = s2.
h2 = h (pcond, s2) (44)
Onde:
pcond = psat (Tcond. = T3) (45)
Note que:
Tcond. = T3 ̸= T2 (46)
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
Em geral, para sistemas de refrigeração baseado em HFC e amônia, podemos ter:
1. Sistema de único estágio: Tevap ≥ −30℃
2. Sistema de dois estágios: Tevap ≥ −60℃
3. Sistema de três estágios: Tevap ≤ −60℃
Sistema de múltiplos estágios: dois ou mais lados de baixa pressão.
Classificação:
a) Multi-compression systems
b) Multi-evaporator systems
c) Cascade systems, etc.
Processos geralmente adotados em instalações de duplo estágio de compressão:
i) Remoção do gás de flash
ii) intercooling.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Remoção de gás de flash
1. Remoção de gás de flash:
Gás de flash: presença de vapor saturado na entrada do evaporador resultante do
processo de expansão.
Este gás:
1. Não contribui com o efeito de refrigeração (mudança líquido para vapor)
2. Aumenta a perda de carga no evaporador.
O que fazer com o gás de flash?
Removê-lo através de um tanque de flash em um ponto de pressão intermediária.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Remoção de gás de flash
(a) (b)
Figura 32: a) Tanque separador de gás flash, b) Ponto 6: saída do condensador. Ponto 7:
Ponto de separação (pressão intermediária)
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Remoção de gás de flash
Balanço de massa e de energia para o tanque de gás de flash
Para um volume de controle em torno do tanque e admitindo o processo em regime
permanente.
ṁ6︸︷︷︸
Fluxo de
massa entra
= ṁ3 + ṁ8︸ ︷︷ ︸
Fluxo de massa
sai
(47)
ṁ6h6︸ ︷︷ ︸
Potência
entra
= ṁ3h3 + ṁ8h8︸ ︷︷ ︸
Potência sai
(48)
Saber identificar corretamente cada ponto do sistema (estado termodinâmico) é
imprescindível à correta análise do problema.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Intercooling em múltiplos estágios
2. Intercooling em múltiplos estágios:
Vimos que o gás de flash reduz o COP do sistrema. Veremos agora, como reduzir o
trabalho de compressão.
Trabalho específico de compressão de vapor de refrigerante (reversível e politrópico)
w = −
∫ 2
1
v.dP =
(
n
n − 1
)
p1v1
1 − (p2
p1
)n−1
n
 (49)
A Eq.(49) mostra que:
1. Trabalho do compressor depende de v1.
2. Quanto menor a temperatura, menor o volume específico.
3. Menor v1, mais se reduz w.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Intercooling em múltiplos estágios
Figura 33: Redução de potência de compressão para um sistema um múltiplo estágios
comparado com simples estágio.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Intercooling em múltiplos estágios
Dois compressores em sistemas de múltiplos estágios consomem menos potência juntos
comparado a um único compressor para sistemas de único estágio.
(h4 − h3) <(h2′ − h2)
(h4 − h3) + (h1 − h1) <(h2′ − h2)
(h4 − h3)︸ ︷︷ ︸
*
+ (h2 − h1)︸ ︷︷ ︸
**
<(h2′ − h1)︸ ︷︷ ︸
***
trabalho específico compressor:
* - alta pressão
** - baixa pressão
*** - único estágio
Resfriamento intermediário:
1. Tanque de flash
2. Resfriamento intermediário (Intercooling).
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Intercooling em múltiplos estágios
3. Resfriamento intermediário através de tanque de flash
Figura 34: Refrigerante vindo do compressor de baixa pressão sofre resfriamento passando por
tanque separador de gás de flash antes de partir para o segundo estágio de compressão.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Intercooling em múltiplos estágios
4. Resfriamento intermediário por trocador de calor - Intercooler
Figura 35: Refrigerante vindo do compressor de baixa pressão sofre resfriamento passando por
trocador de calor antes de partir para o segundo estágio de compressão.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Intercooling em múltiplos estágios
Alguns observações:
1. Resfriamento intermediário por água depende da disponibilidade da mesma.
2. Água geralmente é empregada em compressores de ar.
3. Reduz o trabalho de compressão.
4. Reduz temperatura na descarga do compressor favorecendo a sua lubrificação.
Pressão intermediária ótima: Mínimo consumo de compressão
Ar (gás perfeito)
pi,oti =
√
pspd (50)
Refrigerantes
pi,oti =
√
pepc
Tc
Te
(51)
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Resfriamento intermediário combinado
5. Resfriamento intermediário combinado
(a) (b)
Figura 36: a) Resfriamento intermediário pelo uso de tanque de flash e trocador de calor a
água. b) Ponto 3: vapor superaquecido (resfriado a água) enviado para tanque de flash.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Resfriamento intermediário combinado
Balanço de massa e de energia para todos os componentes do sistema da figura (36a)
Tanque flash:
ṁ6 + ṁ3 = ṁ8 + ṁ4 (52)
ṁ6h6 + ṁ3h3 = ṁ8h8 + ṁ4h4 (53)
Evaporador:
ṁ9 = ṁ1 (54)
ṁ9h9 + Q̇evap = ṁ1h1 (55)
Condensador:
ṁ6 = ṁ5 (56)
ṁ6h6 + Q̇cond = ṁ5h5 (57)
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Resfriamento intermediário combinado
Balanço de massa e de energia para todos os componentes do sistema da figura (36a)
Compressor 1 (baixa pressão):
ṁ1 = ṁ2 (58)
ṁ1h1 + ẆI = ṁ2h2 (59)
Compressor 2 (alta pressão):
ṁ4 = ṁ5 (60)
ṁ4h4 + ẆII = ṁ5h5 (61)
Intercooler:
ṁ2 = ṁ3 (62)
ṁ2h2 = Q̇resf. + ṁ3h3 (63)
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Resfriamento intermediário combinado
CoolProp:
Figura 37: Uma ferramenta computacional para cálculo de propriedades termodinâmicas.
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http://coolprop.sourceforge.net/
Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Resfriamento intermediário combinado
Instalação:
1. Instalar Spyder (IDE Python)
2. Atualizar pip: executar WinPython Command Prompt
Figura 38: Execução por linha de comando.
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https://sourceforge.net/projects/winpython/files/latest/download
Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Resfriamento intermediário combinado
2. Atualizar pip: executar WinPython Command Prompt
3. Instalar CoolProp:
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Resfriamento intermediário combinado
Simples exemplo:
1 # Import the t h i n g s you need
2 from CoolProp . CoolProp impor t PropsS I
3
4 # Dens i t y o f carbon d i o x i d e at 100 bar (10MPa) and 25C(298 .15K)
5 rho = PropsS I ( ’D ’ , ’T ’ , 298 .15 , ’P ’ , 10e6 , ’CO2 ’ )
6 p r i n t ( " rho = { : . 2 e } [ kg/m^3] " . fo rmat ( rho ) ) ;
7
8 # Satu ra t ed vapor en t ha l p y [ J/kg ] o f R134a at 25C(298 .15K)
9 h = PropsS I ( ’H ’ , ’T ’ , 298 .15 , ’Q ’ , 1 , ’ R134a ’ )
10 p r i n t ( "h = { : . 2 e } [ J/kg ] " . fo rmat ( h ) ) ;
11
Após executa o código acima:
rho = 8.18e+02[kg/m^3]\\
h = 4.12e+05[J/kg]
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Resfriamento intermediário combinado
Problema:
The required refrigeration capacity of a vapour compression refrigeration system (with
R-22 as refrigerant) is 100kW at −30℃ evaporator temperature. Initially the system was
single-stage with a single compressor compressing the refrigerant vapour from evaporator
to a condenser operating at 1500kPa pressure. Later the system was modified to a two-
stage system operating on the cycle shown below. At the intermediate pressure of 600kPa
there is intercooling but no removal of flash gas. Find:
a) Power requirement of the original single-stage system;
b) Total power requirement of the two compressors in the revised two-stage system.
Assume that the state of refrigerant at the exit of evaporator, condenser and intercooler
is saturated, and the compression processes are isentropic.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios Resfriamento intermediário combinado
Figura 39: Ciclo para problema do slide anterior. Considere −30℃ e não −18℃.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata
Sistemas por Compressão a Vapor
Múltiplos Estágios - Sistemas em cascata
Aula - 04
Tópicos:
1. Motivação
2. Combinação de fluidos refrigerantes
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata Motivação
Motivação:
Sistemas de múltiplos estágios possuem algumas vantagens em relação àqueles de um
único estágio.
Entretanto, podem apresentar inconvenientes quando se deseja atingir
temperaturas muito baixas.
Eis alguns problemas enfrentados:
1 Volume específico elevado na estrada do compressor exige equipamento de maior
capacidade volumétrica (mais trabalho).
2 Pressão de evaporação abaixo da atmosférica (risco de contaminação do sistema
por ar e umidade).
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata Motivação
Ainda podemos citar:
1 Refrigerantes que possuem pressão no evaporador acima da atmosférica a baixas
temperaturas, em geral, possuem temperatura crítica abaixo da do ambiente e
pressões críticas elevadas.
2 Resumindo: um único refrigerante não consegue dar conta de todas as exigências
requeridas para um sistema que trabalha a baixas temperaturas
Solução: Sistemas de refrigeração que trabalham com dois ou mais ciclos em cascata.
Cada ciclo opera com um fluido refrigerante próprio que melhor se adéqua as faixas de
pressão/temperatura.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata Motivação
Sistema de refrigeração em cascata:
Figura 40: A comunicação se dá por meio de um trocador de calor que serve de evaporador e
condensador para o ciclo de baixa e alta temperatura, respectivamente.
Eficiência:
COP = Q̇L
Ẇtotal
= Q̇evap.
Ẇbp + Ẇap
(64)
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata Combinação de fluidos refrigerantes
Combinação de fluidos refrigerantes:
Combinação de diferentes fluidos refrigerantes devem priorizar:
1 Compatibilidade dos materiais utilizados nos equipamentos.
2 Desempenho térmico favorável em termos de troca de calor e perda de carga
3 Ambientalmente amigáveis: baixo ou nulo ODP e GWP.
As combinações desses fluidos são diversas e dependem da aplicação de cada sistema.
Exemplos de combinação de fluidos em ciclos em cascata:
1 Amônia e CO2 (R717/R744)
2 Amônia e propano (R717/R209)
3 Propano e CO2 (R209/R744)
4 HFO (Hidrofluorolefinas) e CO2 (Ex.: R1234yf3/R744)
3Tetrafluorpropano
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata Combinação de fluidos refrigerantes
Fluidos escolhidos tipicamente para o circuito de alta temperatura: R717, R507, R404A,
R134a, HCs, misturas HFC/HFOs.
Algumas combinações aplicadas atualmente no mercado:
1 R404A/Propileno Glicol (estágio de alta pressão/estágio de baixa pressão)
2 R134a/Propileno Glicol (estágio de alta pressão/estágio de baixa pressão)
3 R134a/Propileno Glicol/R744 (CO2) (estágio de alta pressão/estágio
intermediário/estágio de baixa pressão)
4 R717/R744 (CO2) (estágio de alta pressão/estágio de baixa pressão).
Geralmente em sistemas de médio e grande porte como supermercados, centros de
distribuição e frigoríficos.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata Análise via CoolProp
Análise via CoolProp:
Considere um sistema que utiliza R134a e que se deseja uma temperatura de
evaporação de −30℃. Temos:
1 from CoolProp . CoolProp impor t PropsS I
2
3 p_evap = PropsS I ( ’P ’ , ’T ’ , −30 + 273 .15 , ’Q ’ , 1 , ’ R134a ’ )
4 rho = PropsS I ( ’D ’ , ’T ’ , −30 + 273 .15 , ’Q ’ , 1 , r e f r i g e r a n t )
5
6 p r i n t ( " p_sat = { : . 2 f } [ kPa ] " . fo rmat ( p_evap /1000) ) ;
7 p r i n t ( " v_vap = { : . 4 f } [m3/kg ] " . fo rmat (1/ rho ) ) ;
8
Resp.: psat = 84.38[kPa], vvap = 0.2259[m3/kg], pc = 4, 059MPa, Tc = 122℃.
Perceba que a pressão de saturação fica abaixo da atmosférica!
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata Análise via CoolProp
Agora, admita um sistema com R744 (gás carbônico) e que se deseja mesma
temperatura. Temos:
1 p_evap = PropsS I ( ’P ’ , ’T ’ , −30 + 273 .15 , ’Q ’ , 1 , ’ R744 ’ )
2 rho = PropsS I ( ’D ’ , ’T ’ , −30 + 273 .15 , ’Q ’ , 1 , r e f r i g e r a n t )
3
4 p r i n t ( " p_sat = { : . 2 f } [ kPa ] " . fo rmat ( p_evap /1000) ) ;
5 p r i n t ( "v_{vap} = { : . 4 f } [m3/kg ] " . fo rmat (1/ rho ) ) ;
6
Resp.: psat = 1427.76[kPa], vvap = 0.0270[m3/kg], pc = 7, 38MPa, Tc = 30, 98℃.
Temos agora:
1 Pressão na evaporação é muito maior quea atmosférica.
2 vvap do R744 é 8,38 vezes menor comparado ao do R134a.
3 Temperatura crítica Tc = 30, 98℃ muito próxima da de condensação de muitos
sistemas.
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Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata Análise via CoolProp
Admita: R134a - Tlow = 0℃,Thigh = 34℃, R744 - Tlow = −30℃,Thigh = 5℃.
(a) (b)
Figura 41: R134a e R744 representam a) ciclo de alta temperatura e b) alta pressão,
respectivamente. Código para produção dos gráficos acima: Aqui
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https://1drv.ms/u/s!AhcIHB0UaWloiNI0zHd4gtQnbVg1rQ?e=TRUKQH
Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata Análise via CoolProp
Combinando etapas como tanque de flash em sistemas em cascata
Figura 42: Sistema de refrigeração de duplo estágio em cascata (CO2/NH3).
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA
Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA
Aula - 05
Tópicos:
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Características
Princípio de funcionamento:
1 Fonte de calor serve como “força” motriz ao processo de refrigeração.
2 Não há compressão de vapor.
3 Circulação do fluido refrigerante se dá por uma bomba hidráulica.
4 Envolve uma reação exotérmica entre duas substâncias.
5 Substâncias de fácil separação por resfriamento.
Solução aquosa:
1 NH3 (Refrigerante) + H2O (Absorvente)
ou
2 H2O (Refrigerante) + LiBr (Absorvente)
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Características
Sistema de refrigeração por absorção de amônia:
Figura 43: Diferença de SRA para um SCV: bomba hidráulica, absorvedor e gerador.
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Características
Etapas:
1 Evaporador: NH3 puro líquido->vapor
2 Absorvedor: Ocorre a mistura água-amônia (reação exotérmica)
3 Mistura rica em NH3 bombeada para o gerador.
4 Gerador: fonte de calor (gases de exaustão de turbinas, vapor d’água ou água
quente) externa separa componentes água (líquida) e amônia (vapor)
5 Condensador: vapor de amônia condensada.
6 Expansão: reduz temperatura da amônia.
7 Solution HX:
1 Solução pobre resfriada e retorna ao absorvedor.
2 Solução rica aquecida vai para o gerador.
8 Resfriamento no absorvedor: reduz volume específico da mistura (menos trabalho
para a bomba).
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Características
Comparativo entre um sistema por compressão de vapor e um por absorção.
Figura 44: No sistema por absorção, absorvedor, bomba, trocador de calor, válvula e gerador
são responsáveis por levar o fluido refrigerante da região de baixa para a de alta pressão.
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Características
Tal sistema se baseia no fato de que os vapores de alguns fluidos são absorvidos a frio
(Ex.: amônia) por certos líquidos (Ex.: água).
Se esta solução binária concentrada for aquecida, verifica-se uma destilação
fracionada na qual o vapor formado será rico no fluido mais volátil (amônia, no caso).
Este vapor pode ser separado, retificado, condensado e aproveitado para a produção de
frio, como nas máquinas de compressão mecânica.
Figura 45: Custo de operação do ciclo de absorção é mais alto, o que leva a um menor COP.
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Características
Coeficiente de Performance para um ciclo ideal:
COP = Ql
Q̇abs.
(65)
Figura 46: Ciclo de refrigeração operado por uma fonte de calor como uma combinação de um
ciclo de potência e um de refrigeração.
Temperaturas: Ts da fonte (source), Tr: de refrigeração, Ta: ambiente, Tc: rejeitado.
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Características
Carnot: ciclo ideal operando entre duas temperaturas. Podemos extrair as duas
próximas equações.
qg
W
= Ts
Ts − Ta
(66)
qe
W
= Tr
Ta − Tr
(67)
Consequentemente:
COP = qe
qg
= WTt
Ta − Tr
Ts − Ta
WTs
= Tr (Ts − Ta)
Ts (Ta − Tr)
(68)
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Características
Problema:
What is the COP of an ideal heat-operated refrigeration system that has a source tempe-
rature of heat of 100℃, a refrigerating temperature of 5℃, and an ambient temperature
of 30℃?
Solução:
COP = (5 + 273.15) (100 − 30)(100 + 273.15) (30 − 5) (69)
1. Quando Ts aumenta, COP aumenta.
2. Quando Tr aumenta, COP aumenta.
3. Quando Ta aumenta, COP diminui.
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Definições
Definições:
Mistura não-azeotrópica: não se comporta como uma substância pura.
Fração mássica:
mi =
ρi
ρ
(70)
Densidade total:
ρ =
∑
ρi (71)
Fração molar:
χi = Mini (72)
Massa molar da amônia e da água: MNH3 = 17, 031g/mol, MH2O = 18, 015g/mol.
ni: número de mols do componente i.
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Definições
Diagrama de fases T − m
NH3
para uma solução NH3 + H2O:
Figura 47: Linhas de líquido (tracejadas) e vapor (cheias) saturado da mistura em função da
concentração de amônia
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Definições
Diagrama de fases h − m
NH3
para uma solução NH3 + H2O:
Figura 48: Entalpia para líquido (abaixa) e vapor (acima) saturado..
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Definições
Solução brometo de lítio: LiBr+Água
Figura 49: A água é o fluido refrigerante.
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Definições
Ciclo brometo de lítio + água
Figura 50: A água é o fluido refrigerante.
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Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA Definições
Problema:
The refrigeratin cycle from Fig.50 operates with a heat exchanger such that the tempera-
ture at point 2 is 52℃. The mass rate of flow delivered by the solution pump is 0.6kg/s.
What are the rates of energy transfer at each of the components and the COP abs of
this cycle?
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Psicrometria
PSICROMETRIA
Aula - 06
Tópicos:
1 Definições
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Psicrometria Definições
Motivação:
Parte da termodinâmica que estuda as propriedades da mistura ar-vapor.
Relaciona: temperatura, pressões parciais das fases e entalpia.
Processos de evaporação e condensação da água surgem em diversas áreas.
1 Indústria de papel, alimentícia, farmacêutica, cosméticos.
2 Meteorologia (Ex.: chuva, nevoeiro)
3 Armazenamentode produtos agrícolas (grãos e laticínios)
4 Ar condicionado (Conforto térmico)
5 Refrigeração (Controle de umidade)
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Psicrometria Definições
Indústria de papel:
O papel é um material higroscópico: absorve a umidade do ar.
Climatização correta impede que ele fique enrugado e pareça envelhecido.
Evita a proliferação de microrganismos: afetam a linha de produção e danificam
equipamentos.
Figura 51: Desumidificador industrial
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Psicrometria Definições
Mistura vapor d’água + ar: 4
Figura 52: Ar atmosférico apresenta-se como uma mistura de fases: ar seco + vapor d’água.
4Literatura recomendada: Termodinâmica, Çengel. Capítulo 14
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Psicrometria Definições
Considerações:
1 Grande maioria dos fenômenos psicrométricos de interesse para os engenheiros
acontece com ar atmosférico.
2 As temperaturas usuais vão de poucos graus abaixo de 0℃ até 40℃ ou 50℃.
3 A pressão total é comumente de uma atmosfera padrão (p=101,3 KPa).
4 Tanto o ar como o vapor d’água comportam-se como gases perfeitos.
5 Calores específicos constantes.
6 Entalpias dependem unicamente da temperatura.
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Psicrometria Definições
Pressão parcial:
Para uma mistura gasosa com n componentes ocupando um volume V a uma
temperatura T :
pi = mi
RT
V
, i : i-ésimo componente (73)
Pressão total da mistura:
p =
n∑
i=1
pi (74)
Para o ar atmosférico: Ar seco e vapor d’água
p = pa + pv (75)
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Psicrometria Definições
Umidade absoluta:
ω = kg de vapor dáguakg de ar seco =
mv
ma
(76)
Usando a relação de gás perfeito:
ω = 0, 62198 pv
p − pv
(77)
Note que ω é uma função de p e T .
Isto significa que ω assume um único valor para um estado termodinâmico.
Grau de saturação:
µ = ω(p, T )
ωsat(p, T )
(78)
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Psicrometria Definições
Umidade Relativa:
Razão entre a frações molares
ϕ = xv
xvs
= pv(T )
psat(T )
(79)
onde:
x = n
nmistura
, n = m
M
, M : massa molecular [g/mol] (80)
Umidade e relativa combinadas
ϕ = ωp(0.622 + ω) psat
(81)
ω = 0.622 ϕ
p/psat − ϕ
(82)
p: pressão atmosférica
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Psicrometria Definições
Propriedades do ar seco: gás perfeito
Sabendo que:
ma =
paV
RaT
e Ra =
R
Ma
(83)
Chega-se ao volume específico:
v = V
m
= 0, 287 T
p − pv
= 0, 287T
p
(1 + 1, 6078ω)
[
m3
kg de ar seco
]
Note que quanto maior ω maior v, ou seja, mais úmido o ar, mais leve.
ρ = 1/v (84)
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Psicrometria Definições
Ar atmosférico:
Entalpia total:
H = Ha + Hv = maha + mvhv (85)
Entalpia específica:
h = H
ma
= ha +
(
mv
ma
)
hv
= ha + ωhv
[
kJ
kg de ar seco
]
hv: entalpia do vapor d’água calculado na pressão parcial de vapor pv.
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Psicrometria Definições
Propriedades do ar atmosférico:
Figura 53: Propriedades termodinâmicas do ar úmido (p0 = 101.325kPa padrão.)
ha = entalpia específica do ar seco, kJ/kg de ar seco.
hs = entalpia do ar úmido saturado, kJ/kg de ar seco.
has = hs − ha.
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Psicrometria Definições
Exemplo: Dados de entrada - T = 19℃, ϕ = 50%, p = 101, 35kPa
1 from CoolProp . HumidAirProp impor t HAPropsSI
2 from CoolProp . CoolProp impor t PropsS I
3
4 T = 19
5 p = 101325
6 ph i = 0 .5
7
8 p_sat = PropsS I ( ’P ’ , ’T ’ ,T+273.15 , ’Q ’ ,1 , ’ IF97 : : Water ’ )
9 w = (0 .62198∗ p h i ) /( p/ p_sat − ph i )
10 p_v = ph i ∗ p_sat
11
12 hv = PropsS I ( ’H ’ , ’T ’ ,T+273.15 , ’P ’ , p_v , ’ IF97 : : Water ’ )
13 ha = HAPropsSI ( ’H ’ , ’T ’ ,T+273.15 , ’P ’ , p , ’R ’ , 0 )
14 W = HAPropsSI ( ’W’ , ’T ’ ,T+273.15 , ’P ’ , p , ’R ’ , p h i )
15 h1 = ha + w∗hv
16 h2 = HAPropsSI ( ’H ’ , ’T ’ ,T+273.15 , ’P ’ , p , ’W’ ,w)
17
psat(19℃) = 2, 198kPa,
De (79), pv = ϕpsat = 1, 099kPa,
hv = h(T, pv)água = 2536.26kJ/kg
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Psicrometria Definições
Temperatura de ponto de orvalho (dew-point): Torv
(a) (b)
Figura 54: a) orvalho após uma noite fria, b) temperatura do copo está abaixo de Torv.
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Psicrometria Definições
Torv. (pv) = Tsat (pv) (86)
Figura 55: Diagrama T-s para a água.
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Psicrometria Definições
Problema:
Considere o ar atmosférico sujeito a seguinte situação: ϕ = 75%, 20℃,
p = 101, 3, kPa. Qual a temperatura de ponto de orvalho?
Solução:
pv = ϕpsat(20℃) ⇒ pv = 0, 75(2, 3392kPa) = 1, 754kPa
Temos que:
Torv.(pv = 1, 754kPa) = 15, 4℃
Ou seja, a medida que a temperatura da massa de ar cai, sua capacidade de reter água
diminui e a umidade relativa aumenta.
Quando T = 15, 4℃, temos ϕ = 100% e, então, ocorre a condensação do vapor dágua.
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Psicrometria Definições
Temperatura de bulbo seco (TBS):
Própria temperatura do ar ambiente.
Temperatura de bulbo úmido (TBU):
Tbu < Ta, ϕ < 100%
Tbu = Ta, ϕ = 100%
Figura 56: Menor temperatura que um corpo molhado irá possuir quando exposto a uma
corrente de ar. Sensação térmica.
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Psicrometria Temperaura de saturação adiabática
Temperaura de saturação adiabática:
Modo de se obter ω e ϕ.
Figura 57: Processo de saturação adiabática.
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Psicrometria Temperaura de saturação adiabática
Balanço de massa:
Ar seco
ṁa1 = ṁa2 = ṁa (87)
Ar úmido
ṁw1 + ṁf = ṁw2 (88)
Equação (88) também pode ser escrita como:
ṁaω1 + ṁf = ṁaω1 (89)
De (89), temos:
ṁf = ṁa (ω1 − ω2) (90)
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Psicrometria Temperaura de saturação adiabática
Balanço de energia:
ṁaha1 + ṁv1hv1︸ ︷︷ ︸
H do ar úmido em 1
+ ṁlhl︸ ︷︷ ︸
H da água
de reposição
= ṁa2ha2 + ṁv2hv2︸ ︷︷ ︸
H do ar úmido em 2
(91)
ha1 + ω1hv1︸ ︷︷ ︸
h do ar úmido 1
+ (ω1 − ω2) hl = ha2 + ω2hv2︸ ︷︷ ︸
h do ar úmido 2
(92)
h1 + (ω1 − ω2) hl = h2 (93)
Onde:
ṁl = ṁv2 − ṁv1
= ṁa (ω2 − ω1)
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Psicrometria Temperaura de saturação adiabática
Aproximando a entalpia do ar úmido por:
h = cpT + ωhv (94)
Temos:
ω1 =
cp (T2 − T1) + ω2hlv2
hv1 − hl
(95)
Temperatura de saturação adiabática: T2
hl = h(T2)
hlv = hv2(T2) − hl(T2)
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Psicrometria Temperaura de saturação adiabática
Medidor de Temperatura de bulbo úmido:
Figura 58: Psicrômetro giratório (Whirling Hygrometer).
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Psicrometria Temperaura de saturação adiabática
Problema:The Specific and Relative Humidity of Air
The dry- and the wet-bulbtemperatures of atmospheric air at 1 atm (101.325 kPa)
pressure are measured with a sling psychrometer and determined to be 25℃ and 15℃,
respectively. Determine:
(a) the specific humidity,
(b) the relative humidity,
(c) the enthalpy of the air,
(d) the dew-point temperature,
(e) volume
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Psicrometria Carta Psicrométrica
Carta psicrométrica:
Figura 59: Esta carta foi construída para uma pressão atmosférica padrão: p0 = 101, 32kPa.
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Psicrometria Carta Psicrométrica
Carta psicrométrica: descrição
Figura 60: As linhas de TBU são ligeiramente inclinadas para a esquerda.
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Psicrometria Carta Psicrométrica
Carta psicrométrica: zonas de conforto térmico
Figura 61: Pode-se definir regiões de conforto térmico sobre a carta psicrométrica.
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Psicrometria Carta Psicrométrica
Carta psicrométrica: descrição
Figura 62: As linhas de TBU são ligeiramente inclinadas para a esquerda.
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Psicrometria Carta Psicrométrica
Carta psicrométrica: entalpia
Figura 63: Encontrando a entalpia específica do ar úmido por kg de ar seco.
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Psicrometria Carta Psicrométrica
Carta psicrométrica: entalpia
Figura 64: Encontrando a entalpia específica do ar úmido por kg de ar seco.
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Psicrometria Problemas
Problema:
Em um torre de resfriamento circula uma vazão volumétrica de 13m3/s de ar úmido a
TBS = 35℃, TBU = 24℃ e p = 92, 6kPa, deixando o equipamento na condição de
saturação a 30℃. A temperatura da água de reposição é de 25℃. Pede-se:
a) O fluxo necessário de água de reposição para repor as perdas de evaporação. A potência
do ventilador vale 3kW.
b) A temperatura da água de saída da torre (retorno). Vazão mássica de 20kg/s respin-
gada a 40℃.
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Psicrometria Problemas
Problema: Heating Moist Air
Moist air, saturated at 2℃, enters a heating coil at a rate of 10m3/s. Air leaves the coil
at 40℃. Find the required rate of heat addition.
Figura 65: Desenho esquemático de aquecimento de ar atmosférico.
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Psicrometria Problemas
Problema: Cooling Moist Air
Moist air at 30℃ dry-bulb temperature and ϕ = 50% enters a cooling coil at 5m3/s and
is processed to a final saturation condition at 10℃. Find the kW of refrigeration required.
Figura 66: Desenho esquemático de resfriamento de ar atmosférico.
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Psicrometria Problemas
Problema: Adiabatic Mixing of Two Moist Airstreams
A stream of 2m3/s of outdoor air at 4℃ dry-bulb temperature and 2℃ thermodynamic
wet-bulb temperature is adiabatically mixed with 6.25m3/s of recirculated air at 25℃
dry-bulb temperature and ϕ = 50%. Find the dry-bulb temperature and thermodynamic
wet-bulb temperature of the resulting mixture.
Figura 67: Desenho esquemático de duto de ar com mistura.
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Psicrometria Problemas
Problema: Adiabatic Mixing of Water Injected into Moist Air
Moist air at 20℃ dry-bulb and 8℃ thermodynamic wet-bulb temperature is to be pro-
cessed to a final dew-point temperature of 13℃ by adiabatic injection of saturated steam
at 110℃. The rate of dry airflow is 2kg/s. Find the final dry-bulb temperature of the
moist air and the rate of steam flow.
Figura 68: Desenho esquemático de injeção de água em corrente de ar.
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Psicrometria Problemas
Problema: Space Heat Absorption and Moist Air Moisture Gains
Moist air is withdrawn from a room at 25℃ dry-bulb temperature and 19℃ thermodyna-
mic wet-bulb temperature Fig. 67. The sensible rate of heat gain for the space is 9kW .
A rate of moisture gain of 0.0015kg/s occurs from the space occupants. This moisture
is assumed as saturated water vapor at 30°C. Moist air is introduced into the room at
a dry-bulb temperature of 15°C. Find the required thermodynamic wet-bulb temperature
and volume flow rate of the supply air.
Prof. Rogério Soares ( UFRPE-UACSA ) Engenharia Mecânica Ar Condicionado e Refrigeração: 2022.1 166 / 165
	Termodinâmica aplicada à refrigeração
	Conceito de sistema e volume de controle
	Propriedades e estado termodinâmico
	Primeira Lei da Termodinâmica
	Segunda Lei da Termodinâmica
	Exergia (Disponibilidade)
	Fluidos refrigerantes
	Características
	Classificação
	Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios
	Motivação para o uso de sistemas de múltiplos estágios
	Remoção de gás de flash
	Intercooling em múltiplos estágios
	Resfriamento intermediário combinado
	Sistemas por Compressão a Vapor de múltiplos estágios em cascata
	Motivação
	Combinação de fluidos refrigerantes
	Análise via CoolProp
	Sistemas de Refrigeração por Absorção - SRA
	Características
	Definições
	Psicrometria
	Definições
	Temperaura de saturação adiabática
	Carta Psicrométrica
	Problemas