2014 Climatização do Ambiente Construído V4 CLTD

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Prof. Dr. Jorge E. Corrêa 
UFPA ITEC FEM 
[Escolha a data] 
CLIMATIZAÇÃO DO AMBIENTE 
CONSTRUÍDO 
 
Prof. Dr. Jorge Emanuel Corrêa 
 
 
 
 
 
 
 
 
Universidade Federal do Pará 
Instituto de Tecnologia 
Faculdade de Engenharia Mecânica 
Laboratório de Ar Condicionado e Conforto Térmico 
Belém, PA – 2014 
CLIMATIZAÇÃO DO AMBIENTE CONSTRUÍDO Prof. Dr. Jorge E. Corrêa 
 
2 
 
SUMÁRIO 
CAPÍTULO 1 AR CONDICIONADO E REFRIGERAÇÃO 08 
1.1. Breve histórico 
1.2. Refrigeração por compressão mecânica de vapor 
1.3. Refrigeração por absorção de vapor 
1.4. Função e aplicações em ar condicionado 
1.5. Instalações para conforto 
1.6. Diretrizes em projetos de instalações de ar condicionado 
1.7. Relação entre ar condicionado e refrigeração 
 Apêndice 1-A: Numeração de refrigerantes 
CAPÍTULO 2 PSICROMETRIA 27 
2.1. Ar atmosférico, ar úmido e ar seco 
2.2. Gás ideal 
2.3. Parâmetros psicrométricos 
 2.3.1. Cálculo de parâmetros psicrométricos 
 2.3.2. Diagrama psicrométrico 
 2.3.3. Processos psicrométricos básicos 
2.4. Analogia entre transferências de calor e massa por convecção 
2.5. Análise psicrométrica em ar condicionado 
 Apêndice 2-A: Propriedades termodinâmicas de vapor d’água saturada 
 Apêndice 2-B: Diagrama psicrométrico ASHRAE número 1 
 Apêndice 2-C: Determinação de temperatura termodinâmica de bulbo úmido 
CAPÍTULO 3 EQUIPAMENTOS EM AR CONDICIONADO 57 
3.1. Serpentinas: tipos, características construtivas e de operação 
3.2. Desempenho de serpentinas 
3.3. Ventiladores 
 3.3.1. Ventiladores radiais (centrífugos) 
 3.3.2. Ventiladores axiais 
 3.3.3. Modulação da capacidade dos ventiladores 
 3.3.4. Instabilidade em operação 
 3.3.5. Características construtivas 
 3.3.6. Seleção de ventiladores 
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3.4. Torres de resfriamento 
 3.4.1. Desempenho e seleção de torres de resfriamento 
3.5. Condensadores 
3.6. Umidificadores 
3.7. Filtros de ar 
CAPÍTULO 4 INSTALAÇÕES EM AR CONDICIONADO 100 
4.1. Classificação e tipos de instalações em ar condicionado 
4.2. Instalações com equipamentos unitários 
 4.2.1. Condicionadores de janela 
 4.2.2. Condicionadores de gabinete 
 4.2.3. Condicionadores divididos (split system) 
 4.2.4. Etiquetagem de condicionadores de ar 
4.3. Instalações com água gelada 
 4.3.1. Resfriadores de água por compressão de vapor 
 4.3.2. Resfriadores de água por absorção de vapor 
 4.3.3. Fan-coils 
 4.3.4. Unidade de tratamento de ar (AHU – Air Handling Unit) 
 4.3.5. Sistemas com termoacumulação 
4.4. Instalações com zona única e multizonas 
CAPÍTULO 5 REDES DE DUTOS DE AR 132 
5.1. Fundamentos em escoamentos de ar 
5.2. Equivalência entre dutos circulares, retangulares e oval-planos 
5.3. Perdas de carga em dutos 
5.4. Análise em redes de dutos de ar 
5,5 TAB: testes, ajustes e balanceamento de vazões 
5.6 Diretrizes em projetos de rede de dutos 
5.7 Métodos de dimensionamento de dutos de ar 
5.8. Montagem de dutos de ar 
5.9. Insuflação de ar em ambientes condicionados 
 5.9.1 Desempenho da insuflação de ar 
 5.9.2 Recomendações para projetos 
 5.9.3 Seleção de grelhas e difusores de insuflação 
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 Apêndice 5-A: Coeficientes perda carga em dutos de ar 
 Apêndice 5-B: Difusores de insuflação e retorno de ar 
CAPÍTULO 6 CARGA TÉRMICA EM AR CONDICIONADO 202 
6.1. Parcelas de ganhos de calor 
6.2. Taxas de transferência de calor 
6.3. Informações preliminares 
6.4. Condições de projeto 
 6.4.1. Condições internas 
 6.4.2. Condições externas 
6.5. Método CLTD-SCL-CLF em estimativa de carga térmica 
 6.5.1. Paredes externas e coberturas 
 6.5.2. Superfícies transparentes 
 6.5.3. Paredes divisórias 
 6.5.4. Fontes de calor internas 
 6.5.5. Ar externo no ambiente condicionado 
6.6. Considerações finais 
 
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Sobre o autor 
 
 
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Bibliografia 
ABNT/NBR 16401-1: 2008. Instalações de ar-condicionado - Sistemas centrais e unitários Parte 1: Parâmetros 
de projeto. 
ABNT/NBR 16401-2: 2008. Instalações de ar-condicionado - Sistemas centrais e unitários Parte 2: Parâmetros 
de conforto térmico. 
ABNT/NBR 16401-3: 2008. Instalações de ar-condicionado - Sistemas centrais e unitários Parte 3: Qualidade do 
ar interno. 
ABNT/NBR 15220-1: 2005a. Desempenho térmico de edificações - Definições, símbolos e unidades. Rio de 
Janeiro. 
ABNT/NBR 15220-2: 2005b. Desempenho térmico de edificações - Métodos de cálculo da transmitância térmica, 
da capacidade térmica, do atraso térmico e do fator solar de elementos e componentes de edificações. Rio 
de Janeiro. 
ABNT/NBR-15220-3: 2005. Desempenho térmico de edificações - Zoneamento bioclimático brasileiro e diretrizes 
construtivas para habitações unifamiliares de interesse social. 
ASHRAE. Handbook of fundamentals. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-
Conditioning Engineers, 2005. 
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Conditioning Engineers, 2000. 
ASHRAE. Handbook of applications. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning 
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ASHRAE. Psychometrics: theory and practice. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-
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CORRÊA, J. E. Climatização do Ambiente Construído. Apostila de notas de aulas. Belém-PA, Laboratório de Ar 
Condicionado e Conforto Térmico (ArConLAB), Faculdade de Engenharia Mecânica (FEM), Instituto de 
Tecnologia (ITEC), Universidade Federal do Pará (UFPA), 2013. 
KAVANAUGH, S. P. HVAC Simplified. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning 
Engineers, 2006. 1 ed. 
LAMBERTS, R. et al. 2011, Desempenho térmico de edificações. Florianópolis, Laboratório de Eficiência 
Energética em Edificações (labEEE), Universidade Federal de Santa Catarina (UFSC). 
LAMBERTS, R. et al. 2011, Catálogo de propriedades térmicas de paredes e coberturas. Florianópolis, 
Laboratório de Eficiência Energética em Edificações (labEEE), Universidade Federal de Santa Catarina 
(UFSC). 
McQUISTON, F.C., SPITLER, P.E. Cooling and heating load calculation manual. Atlanta-GA, American Society of 
Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, 1994. 2 ed. 
McQUISTON, F.C.; PARKER, J. D.; SPITLER, P.E. Heating, ventilating, and air conditioning: analysis and design. 
New York (USA), John Wiley & Sons, Inc., 2005. 6th-ed. 
 
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7 
 
SAUER Jr, H. J.; HOWELL, R. H. Principles of heating ventilating and air conditioning: a textbook based on 2009 
ASHRAE Handbook Fundamentals. Atlanta-GA, American Society of Heating, Refrigerating and Air-
Conditioning Engineers, 2009. 6 ed. 
SIMÕES MOREIRA, J. R. Fundamentos e aplicações da psicrometria. São Paulo, EditoraRPA,1999. 
WANG, S. K. Handbook of air conditioning and refrigeration. New York, McGraw-Hill, 1994. 
 
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CAPÍTULO 1 
AR CONDICIONADO E REFRIGERAÇÃO 
 Nesse capítulo, destacaremos a função, classificação e aplicações mais comuns dos sistemas de ar 
condicionado; descreveremos sucintamente uma instalação básica de ar condicionado para conforto; traçaremos 
diretrizes de elaboração de projetos em instalações de ar condicionado; e finalmente, faremos uma breve 
exposição sobre os sistemas de refrigeração por compressão mecânica de vapor e por absorção de vapor, e 
mostraremos como se integram aos sistemas de ar condicionado. 
1.1 Breve histórico 
 Em 1901, nos Estados Unidos da América, Willis H. Carrier (1876-1950) graduou-se na Universidade de 
Cornell e foi trabalhar na Buffalo Forge Company, onde observou que os sistemas de climatização não poderiam 
ser projetados e instalados de modo satisfatório devido à imprecisão dos dados usados nas fórmulas disponíveis 
para os cálculos. Para obter curvas confiáveis de desempenho de equipamentos de condicionamento de ar, com 
bases teóricas consistentes, ele desenvolveu as primeiras pesquisas de laboratório na indústria de ventilação e 
aquecimento. 
 Em 1902, Carrier projetou e instalou numa indústria litográfica um sistema de climatização que permitia 
controle de aquecimento, resfriamento, umidificação e desumidificação do ar, para resolver o problema da 
sobreposição de cores nos impressos gráficos sobre embalagens de papelão que variavam de tamanho, em 
resposta às mudanças sazonais nas condições climáticas. 
 Em 1911, no encontro da ASME (American Society of Mechanical Engineers), Carrier apresentou em seu 
artigo Rational Psychrometrics Formulae a teoria de saturação adiabática, na qual relacionava as temperaturas 
de bulbo seco, bulbo úmido e ponto de orvalho do ar com as cargas térmicas sensível, latente e total. As 
fórmulas e o diagrama psicrométrico apresentado tornaram-se a base de todos os cálculos fundamentais em 
condicionamento de ar, e proporcionaram um crescimento significativo do emprego desses sistemas em 
ambientes industriais. Embora os sistemas de ar condicionado fossem instalados desde 1890, com o trabalho de 
Carrier tomaram um impulso significativo. 
 Embora nenhum grande progresso fosse feito na área de refrigeração mecânica até a virada do século 
XIX, diversas instalações de condicionamento de ar entraram em operação: em 1902, Alfred Wolf projetou e 
instalou um sistema de 400 TR (1.260 kW) para o New York Stock Exchange, que funcionou por quase 20 anos; 
em 1908, o The Boston Floating Hospital foi o primeiro a ser equipado com um sistema moderno de 
condicionamento de ar; em 1928, The Milam Building, um edifício de escritórios, projetado e construído em Santo 
Antônio, Texas, já atendia especificações de sistemas de condicionamento de ar para conforto. 
 No final de 1920, foi lançado no mercado o primeiro aparelho de ar condicionado de janela. Entretanto, 
ainda havia um fator restritivo à sua popularização: o elevado grau de periculosidade dos refrigerantes usados na 
época, que inviabilizavam técnica e economicamente a fabricação de sistemas de refrigeração que operassem 
com segurança, de modo que qualquer pessoa pudesse utilizá-los. 
 Nos anos 1929/30, Thomas Midgley coordenou com uma equipe de pesquisadores e desenvolveu um 
refrigerante promissor, que se tornaria um dos fatores responsáveis pela expansão e consolidação da indústria 
da refrigeração e do ar condicionado: o diclorodifluormetano ( ), com ponto de ebulição à –29,8°C em 
pressão atmosférica normal, que recebeu o nome comercial de Freon 12. Esses compostos químicos, derivados 
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do metano e do etano, denominados clorofluorcarbonos (identificados pela sigla CFC), eram conhecidos desde o 
final do século XIX; porém, suas propriedades como refrigerante só então foram investigadas. 
 Depois da Segunda Guerra Mundial (1939-1945) a tecnologia do condicionamento de ar avançou 
rapidamente. Surgiram então: bombas de calor com condensação a ar, resfriadores de água de grande porte 
usando sistema de absorção com brometo de lítio, condicionadores de ar automotivos, condicionadores de ar 
unitários e de gabinete (self-contained), pequenos resfriadores de água, purificadores de ar, unidades de 
resfriamento de cabinas de aeronaves usando ciclo de expansão de ar, e outros. 
 Atualmente, a indústria de refrigeração e ar condicionado trabalha para aperfeiçoar produtos existentes e 
no desenvolvimento de novos produtos, visando principalmente o conforto térmico e a qualidade do ar em 
ambientes climatizados, a eficiência energética e a proteção do meio ambiente. 
1.2 Refrigeração por compressão mecânica de vapor 
 Os sistemas de refrigeração por compressão mecânica de vapor são os mais utilizados em sistemas de 
ar condicionado para realizar a desumidificação do ar por resfriamento, ou para aquecimento do ar trabalhando 
como bomba de calor. Vários estudiosos e empreendedores contribuíram para a evolução da refrigeração por 
compressão mecânica de vapor, por conseguinte do ar condicionado, seja descobrindo seus princípios físicos 
e/ou desenvolvendo e construindo equipamentos e os integrando aos sistemas de ar condicionado. 
 Em 1755, o Dr. William Cullen, professor de química na Universidade de Edimburgo na Escócia, 
conhecia a sensação de resfriamento que o éter provoca quando evapora em contato com a pele. Ele bombeou 
o vapor formado dentro de um vaso hermético contendo éter líquido e mergulhado em água. A temperatura no 
vaso baixou e a água congelou sobre sua superfície externa. Dois princípios sustentam esse fenômeno: (1) Todo 
líquido tende a se transformar em vapor: dentro de um vaso hermético o líquido e seu vapor estão em equilíbrio 
termodinâmico na pressão de vapor saturado e se o vapor é bombeado essa pressão diminui e o líquido 
evapora, e (2) Para evaporar um líquido deve absorver calor: o calor absorvido pelo líquido na mudança de fase 
em pressão constante foi medido por Joseph Black e designado de calor latente, pois não há variação de sua 
temperatura. Em termos modernos, o calor latente é conhecido como entalpia de mudança de fase. Se não há 
uma fonte externa, o calor é retirado do próprio líquido que tem sua temperatura reduzida. 
 Em 1834, Jacob Perkins fez a primeira descrição completa do ciclo de refrigeração por compressão 
mecânica de vapor tal como o conhecemos hoje. A máquina descrita e patenteada por Perkins é mostrada na 
Figura 1.1. O fluido volátil (éter) evapora ao receber calor da água existente no tanque. A bomba manual aspira e 
comprime o vapor até uma pressão em que sua temperatura permita liberar calor para a água de resfriamento no 
condensador e liquefazer. O condensado escoa através do dispositivo de expansão que mantêm a diferença de 
pressão entre o condensador e o evaporador. A pequena bomba manual existente acima do dispositivo de 
expansão serve para reposição da carga de refrigerante. Segundo relatos da época, a máquina de não 
despertou interesse comercial devido ao acionamento manual da bomba que comprimia o vapor. 
 A Figura 1.2 mostra um sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapor. Os componentes 
principais são: evaporador, compressor, condensador e dispositivo de expansão. O evaporador e o condensador 
são trocadores de calor de serpentinas com aletas, que são adequados para realizar a troca de calor entre o 
refrigerante eo ar. O compressor é do tipo alternativo (denominado também de pistão ou de êmbolo). A válvula 
de expansão (termostática) controla a vazão de fluido refrigerante no evaporador. Esse fluido, que escoa 
sucessivamente através dos componentes do ciclo conectados por tubulações de cobre, é submetido a uma 
série de processos termodinâmicos que permitem desenvolver a capacidade de refrigeração usada para o 
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resfriamento de uma substância. O filtro secador retém partículas sólidas e a umidade que penetrando no 
sistema podem comprometer seu funcionamento. Os ventiladores movimentam o ar ambiente resfriado no 
evaporador e o ar atmosférico que resfria o condensador, em circuitos independentes. Esses equipamentos 
devem ser dimensionados para trabalhar integrados, e com a supervisão de um sistema de controles que 
permita compatibilizar sua capacidade de refrigeração com a demanda de carga térmica do ambiente 
condicionado. 
 
Figura 1.1 – Máquina de refrigeração por compressão mecânica de vapor, idealizada por Jakob 
Perkins, em 1834. 
 
Figura 1.2 – Sistema de refrigeração por compressão mecânica de vapor. 
Ciclo teórico ideal de refrigeração 
 Nos sistemas de refrigeração, o fluido refrigerante (ou fluido primário) assume sucessivos estados 
termodinâmicos ao passar por processos de transferência de calor e trabalho, e retorna sempre ao seu estado 
inicial, caracterizando um ciclo. A Figura 1.3 mostra as interações de calor e trabalho que ocorrem nos 
componentes do ciclo de refrigeração. No evaporador, mistura líquido-vapor recebe calor do fluido a ser resfriado 
(ar do ambiente condicionado) e o líquido evapora. No compressor, o vapor aspirado tem sua pressão elevada 
sendo descarregado no condensador. No condensador, o vapor transfere calor para um fluido de resfriamento e 
condensa. No dispositivo de expansão, o líquido vindo do condensador tem sua pressão reduzida até atingir a 
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pressão existente no evaporador, e, nesse processo, parte do líquido evapora. Portanto, ao penetrar no 
evaporador o fluxo de refrigerante compõe-se de mistura líquido-vapor e não somente líquido. O dispositivo de 
expansão controla a vazão de refrigerante e mantém a diferença de pressão entre o condensador (lado de alta 
pressão) e o evaporador (lado de baixa pressão) do sistema. 
 
Figura 1.3 – Interações de calor e trabalho dos sistemas de refrigeração. 
 Os processos do ciclo teórico de refrigeração por compressão mecânica de vapor podem ser 
visualizados no diagrama Pressão × Entalpia do refrigerante usado no sistema. Existem vários refrigerantes 
disponíveis para uso comercial em sistemas de refrigeração. O Apêndice 1-A apresenta alguns desses 
refrigerantes com sua fórmula química, nomenclatura e composição química. A Figura 1.4 apresenta o diagrama 
Pressão (kPa) × Entalpia (kJ/kg) do refrigerante HFC-134a, ou simplesmente, R-134a. Sobre esse diagrama está 
representado um ciclo teórico de refrigeração onde a evaporação ocorre à temperatura de 0ºC (correspondente 
pressão de 293 kPa) e a condensação à 45ºC (correspondente pressão de 1.160 kPa), e são identificados os 
quatro processos principais: evaporação, compressão, condensação e expansão. A seguir serão descritos, 
comentados e quantificadas as transferências de calor e trabalho em cada um desses processos e no sistema 
como um todo. 
 
Figura 1.4 – Ciclo teórico de refrigeração sobre o diagrama Pressão × Entalpia do R-134a. 
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 O compressor realiza trabalho mecânico sobre o vapor refrigerante para mantê-lo escoando, de modo 
que transferências de calor e trabalho entre o refrigerante e sua vizinhança ocorrem no próprio compressor e nos 
outros componentes do sistema. As mais significativas ocorrem no evaporador (com o fluido a ser resfriado), no 
condensador (com o fluido de resfriamento), no compressor (com a vizinhança devida às ineficiências próprias 
do equipamento) e nas tubulações de refrigerante, que conectam os componentes. O uso de isolamento térmico 
nas tubulações de baixa pressão reduzem as trocas de calor indesejáveis com a vizinhança, de modo que 
podem ser desprezadas nas análises. 
 A taxa de transferência de calor do fluido a ser resfriado para o refrigerante no evaporador corresponde à 
capacidade de refrigeração da instalação. A taxa de trabalho do compressor (potência de compressão) é usada 
manter a instalação funcionando. O coeficiente de desempenho (COP = Coefficient of Performance) para um 
ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor é definido por: 
Capacidade de Refrigeração
Potência de Compressão
QeCOP
Wc
 
 (1.1) 
 Sendo 
cdQ

 a taxa de transferência de calor do refrigerante para o fluido de resfriamento no condensador 
e 
cQ

 a taxa de transferência de calor do compressor para sua vizinhança (perdas de calor decorrentes das 
ineficiências da máquina), um balanço de energia em regime permanente, aplicado ao sistema resulta em: 
ccdce QQWQ
 
 (1.2) 
 Num volume de controle ( ) a equação do balanço de energia em regime permanente é dada por: 












 entrada
entrada
entradarsaída
saída
saídarlíquidalíquida gZ
V
hmgZ
V
hmWQ
22
22

 (1.3) 
onde: 
Q
 = taxa de transferência de calor, W; 
W
 = taxa de transferência de trabalho, W; 
rm
 = vazão mássica de 
refrigerante, kg/s; 
h
 = entalpia específica, J/kg; 
V
 = velocidade, m/s; 
g
 = aceleração da gravidade, m/s²; e 
Z
 
= altura, m. 
 A Equação (1.3) pode ser usada para analisar cada componente do ciclo. Por convenção, calor e 
trabalho que entram no volume de controle assumem sinal positivo. Na prática, as análises não necessitam da 
inclusão de todos os termos dessa equação. Em sistemas de refrigeração, os termos que contém podem ser 
desprezados em determinados componentes, embora seja importante em casos de redes de tubulações de 
refrigerantes (fluidos primários) e de fluidos de transporte térmico (fluidos secundários). Os termos de velocidade 
 correspondem à energia cinética específica e também podem ser desprezados, pois quase sempre as 
velocidades do escoamento de refrigerante na entrada e na saída dos componentes são iguais, embora seja 
conveniente antes de descartá-los checar alguns valores em termos de ordem de grandeza. A equação do 
balanço de energia será aplicada para um em cada componente do sistema, assumindo essas 
simplificações. Os números que aparecem como subscritos dessas equações correspondem aos pontos 
identificados nas Figuras 1.2 ou na Figura 1.3, e representam os estados termodinâmicos do refrigerante. 
 Compressor: na aspiração, estado 1 (vapor saturado seco em baixa pressão); na descarga, estado 2 
(vapor superaquecido em alta pressão); o trabalho de compressão é realizado pelo pistão sobre o vapor 
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refrigerante e a perda de calor ocorre na superfície externa do compressor para sua vizinhança, ou seja, 
cc QQWW
  ,
. Daí: 
  crc QhhmW   12
 (1.4) 
 Condensador: na entrada, estado 2 (vapor superaquecido em alta pressão); na saída, estado3 (líquido 
saturado em alta pressão); durante a mudança de fase a pressão de condensação permanece constante; não há 
realização de trabalho e a troca de calor ocorre do refrigerante para um meio de resfriamento, ou seja, 
cdQQW
  ,0
. Daí: 
 23 hhmQ rcd  
 (1.5) 
 Dispositivo de expansão: na entrada, estado 3 (líquido saturado em alta pressão); na saída, estado 4 
(mistura líquido-vapor saturada em baixa pressão). Nesse componente, 
Q
 é tão pequeno frente às 
transferências de calor nos outros que pode ser desprezado. A rigor ocorre uma transferência de calor para o 
refrigerante visto que o corpo da válvula está mais frio que sua vizinhança. Entretanto, a área superficial da 
válvula é muito pequena e o quociente 
rmQ  /
 é desprezível com relação aos outros termos, particularmente com 
relação à variação de entalpia no evaporador, ou seja, 
0W
. Os termos de energia cinética também são 
desprezados, pois ao escoar pelo orifício da válvula o refrigerante desenvolve uma energia cinética considerável; 
entretanto, a superfície de controle intercepta o escoamento de refrigerante à jusante do orifício do dispositivo de 
expansão num ponto onde essa energia cinética já foi dissipada por efeitos viscosos. Assim: 
 340 hhmr  
 (1.6) 
34 hh 
 (1.7) 
 Como os estados do refrigerante na entrada e na saída da válvula de expansão são iguais o processo de 
expansão é isoentálpico. Isso permite que o estado 4 seja localizado sobre o diagrama × e a entalpia 
específica da mistura líquido-vapor é obtida por: 
  evel hxhxh ,4,44 1 
 (1.8) 
onde: e são, respectivamente, as entalpias específicas do líquido e do vapor saturado na pressão de 
evaporação (baixa pressão). Daí, o título da mistura será: 
elev
el
hh
hh
x
,,
,4
4



 (1.9) 
 Evaporador: na entrada, estado 4 (mistura líquido-vapor saturada em baixa pressão); na saída, estado 1 
(vapor saturado seco em baixa pressão); durante a mudança de fase a pressão de evaporação permanece 
constante; não há realização de trabalho e a transferência de calor ocorre do fluido a ser resfriado para o 
refrigerante, ou seja, 
eQQW
  ,0
. Daí: 
   3141 hhmhhmQ rre  
 (1.10) 
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14 
 
 A Equação (1.10) é obtida para um onde a superfície de controle envolve simultaneamente o 
evaporador e a válvula de expansão. Nesse caso, não é necessário desprezar a pequena transferência de calor 
para a válvula de expansão vista que está incluída em 
eQ

. Na situação real, a válvula é instalada muito próxima 
do evaporador e, portanto, dentro do espaço refrigerado. 
 Verifica-se pela Equação (1.10), que a capacidade de refrigeração 
eQ

 depende de dois fatores: vazão 
mássica de refrigerante 
rm
 (vazão mássica de vapor bombeado pelo compressor) e diferença de entalpia 
específica , que depende do tipo de refrigerante e das condições de operação (pressões de 
evaporação e de condensação). O termo é denominado de efeito refrigerante específico. A vazão 
mássica de refrigerante (kg/s) em qualquer componente do ciclo relaciona-se com a vazão (m³/s) por: 
rmV  
 (1.11) 
onde 
v
 é o volume específico do refrigerante (m³/kg). A vazão mássica de refrigerante na aspiração do 
compressor (estado 1) é particularmente importante para estabelecer o tamanho do compressor. Introduzindo o 
volume específico na entrada do compressor 
1v
 a Equação (1.11) tornase: 
11 rmV  
 (1.12) 
onde 
1V

 é a vazão de refrigerante na aspiração do compressor (deslocamento do compressor). Substituindo a 
vazão mássica obtida pela Equação (1.12) na Equação (1.11), tem-se: 
 
1
31
1 
hh
VQe

 
 (1.13) 
 Esta equação mostra que a capacidade de refrigeração é função de dois fatores: 
1V

, vazão de vapor 
refrigerante na aspiração do compressor, que depende principalmente das dimensões e da velocidade do 
compressor; e do termo 
  131 hh 
, que é função do tipo de refrigerante e das condições de operação. Esse 
termo é denominado de efeito refrigerante volumétrico. 
 Observa-se no diagrama da Figura 1.3 (ou nas tabelas de saturação do refrigerante) que se a pressão de 
evaporação diminui o termo e o volume específico 
1v
 aumentam. Na fração da Equação (1.13) esses 
termos são concorrentes; portanto, reduzir a pressão de evaporação do sistema, mantendo sua pressão de 
condensação constante, não implica necessariamente em aumento de sua capacidade de refrigeração. 
Dependendo do refrigerante usado isto pode ou não ocorrer. 
 Em alguns tipos de compressores a vazão mássica de refrigerante é muito grande em relação à 
superfície disponível para trocar calor com a vizinhança. Nesse caso, a razão 
rc mQ  /
 pode ser desprezada, pois 
a variação de entalpia específica 
 12 hh 
 é muito maior, e tem-se a denominada compressão adiabática. 
Assim, a Equação (1.4) reduz-se a Equação (1.14) onde o subscrito indica que o processo de compressão é 
adiabático: 
 12, hhmW radc  
 (1.14) 
 O coeficiente de desempenho com base na compressão adiabática é obtido por: 
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15 
 
12
31
hh
hh
COPad



 (1.15) 
e depende somente do estado termodinâmico nos quatro pontos principais do ciclo. Se for considerado que além 
de adiabático o processo de compressão é termodinamicamente reversível, então a entropia do refrigerante é 
constante durante a compressão, ou seja: 
1 2s s
 (1.16) 
e o coeficiente de desempenho é dado por: 
 
 
s
r
hh
hh
COP
12
31



 (1.17) 
 O subscrito s no parêntesis do denominador indica que a variação de entalpia específica é avaliada na 
condição da Equação (1.16). O subscrito indica que o é avaliado para um processo reversível e 
adiabático, ou seja, um processo isentrópico. O é um parâmetro importante do ciclo que está relacionado 
ao refrigerante e às condições de operação. 
 Na prática, um processo de compressão adiabático e reversível não pode ocorrer (processo idealizado). 
Entretanto, é importante salientar que nesse tipo de processo o trabalho realizado é o mínimo disponível. A 
reversibilidade implica que a compressão ocorre de tal modo que é possível retornar ao estado inicial por um 
processo de expansão, que corresponde ao caminho inverso do percorrido na compressão, e a mesma 
quantidade de trabalho será extraída. Isto aconteceria se a força aplicada ao pistão, que comprime o vapor no 
cilindro, fosse contrabalançada pela força decorrente da pressão do fluido. Desse modo, obviamente, o pistão 
não se movimentaria. Portanto, para iniciar a movimentação do pistão a força deve ser aumentada (para 
compressão) ou relaxada (para expansão). Um processo reversível só pode ser conceituado a partir de uma 
série de estados de equilíbrio. Um processo real, que ocorre em tempo finito, sempre parte do equilíbrio. 
 Se o processo isentrópico é adotado então obrigatoriamente a compressão é adiabática. Se durante o 
processo de compressão ocorre transferência de calor do vapor para a vizinhança então o trabalho é reduzido, 
pois aumenta a taxa de redução do volume do vapor refrigerante dentro do cilindro do compressor. Se essa 
transferência de calor é tal que a temperatura do vapor dentro do cilindro do compressorpermanece constante, 
então uma abordagem isotérmica deve ser usada. A compressão isotérmica (reversível) geralmente é adotada 
como padrão para compressores de ar, pois o ar está inicialmente na temperatura ambiente e é possível resfriá-
lo durante todo o processo de compressão. Entretanto, no ciclo de refrigeração o vapor aspirado pelo 
compressor está bastante frio e não é possível resfriá-lo durante os momentos iniciais da compressão, quando o 
vapor aspirado penetra no cilindro. Se qualquer fonte mais fria estivesse disponível não haveria necessidade de 
refrigeração! Portanto só é possível realizar o resfriamento durante os momentos finais da compressão, quando 
o vapor estará quente, em face da redução de seu volume. Entretanto, o breve tempo de contato entre o vapor e 
as paredes do cilindro, e os baixos coeficientes de transferência de calor por convecção no vapor seco, são 
razões práticas que tornam impossível obter altas taxas de resfriamento nos compressores modernos de alta 
velocidade. A potência de compressão isentrópica é obtida pela Equação (1.14), considerando a entropia 
constante. Daí: 
 
srsc
hhmW 12,  
 (1.18) 
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16 
 
 O termo entre parêntesis na Equação (1.18) é o trabalho específico de compressão isentrópica. Em 
termos de vazão de refrigerante na aspiração do compressor, tem-se: 
 
1
12
1, 
s
sc
hh
VW

 
 (1.19) 
 O termo 
  112 vhh s
, denominado trabalho de compressão isentrópica volumétrico, representa 
trabalho necessário para comprimir isentropicamente cada unidade de volume de vapor do estado 1 (aspiração) 
ao estado 2 (descarga). Portanto, está relacionado com a potência necessária para acionar um compressor de 
determinado tamanho em dada velocidade. Verifica-se que esse termo tem dimensões de pressão: J/m3 = Nm/m3 
= N/m2 = Pa. O desempenho do compressor real relaciona-se ao do compressor isentrópico por uma eficiência 
isentrópica, dada por: 
 
rc
s
s
mW
hh

12 
 (1.20) 
onde 
rc
mW 
 é o trabalho específico de um compressor real operando entre os mesmos estados 1 (aspiração) e 
2 (descarga). Assim, a potência real necessária ao compressor é obtida por: 
 
s
sc
s
sr
c
Whhm
W

,12
 


 (1.21) 
 A eficiência isentrópica não é uma eficiência no sentido exato da palavra, ou seja, a razão entre a 
quantidade que sai e outra que entra no volume de controle ou no sistema. Na verdade, compara dois processos: 
um real (que acontece) e um ideal (que não pode acontecer). Geralmente, seu valor é usado para obter uma 
estimativa rápida e superficial da potência de compressão, dado que valores aproximados são conhecidos para 
vários tipos de compressores: na faixa de 0,5 para compressores de refrigeração doméstica até 0,8 para grandes 
compressores de parafuso. Entretanto, esses valores variam bastante com as condições de operação e a 
eficiência isentrópica não serve para determinar a potência do motor elétrico de acionamento do compressor. 
 A compressão mecânica de vapor é um método eficiente para obter refrigeração artificial, porém: (a) a 
energia necessária à compressão geralmente é fornecida por um motor elétrico, que consome energia de custo 
elevado; (b) aumentar a pressão do vapor com redução de seu volume requer uma quantidade de trabalho 
relativamente grande. Por isso, surgiram outros sistemas artificiais de refrigeração que também podem ser 
usados em sistemas de ar condicionado, tais como o sistema de absorção de vapor. 
1.3 Refrigeração por absorção de vapor 
 O vapor que se forma na superfície de um líquido volátil pode ser removido por bombeamento ou por 
absorção. Nesse último, o vapor deve ser absorvido por uma substância com a qual reaja quimicamente e nela 
se dissolva facilmente. Por exemplo, o vapor d’água é absorvido rapidamente pelo ácido sulfúrico. 
 Em 1810, este princípio foi usado por para produzir artificialmente gelo usando água e uma 
solução aquosa de ácido sulfúrico. Seu método tornou-se a base de várias máquinas comerciais para fabricação 
de pequenas quantidades de gelo. Entretanto, para operação contínua era necessária recarga periódica de ácido 
sulfúrico, de modo que a solução fosse concentrada por ebulição. Em 1878, um equipamento desse tipo foi 
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17 
 
projetado e obteve algum sucesso comercial, porém, nunca foi muito popular. Era usado para fabricar gelo e 
resfriar água. Nesse sistema, a água atuava como refrigerante e a solução aquosa de ácido sulfúrico era 
denominado absorvente. 
 O sistema de refrigeração por absorção de vapor foi patenteado nos Estados Unidos em 1860 pelo 
francês . Além de fabricar gelo e resfriar água, permitia também o armazenamento de 
pequenas quantidades de alimentos perecíveis. Desde então, sua popularidade oscilou ao sabor de condições 
econômicas e de desenvolvimento tecnológico. Entretanto, as vantagens de sistemas de absorção 
permaneceram ao longo do tempo, e podem ser resumidas como: (a) Comparado ao sistema de compressão de 
vapor consume menos energia elétrica para manter-se em funcionamento; (b) Suas instalações são bastante 
silenciosas e livres de vibração; (c) A energia térmica recuperada ou excedente em dado processo pode ser 
utilizada como insumo energético (em substituição ao trabalho mecânico da compressão); (d) Seus fluidos de 
trabalho não causam dano à camada de ozônio e têm menor impacto no aquecimento global do que outras 
opções de refrigerantes, usadas em compressão de vapor; e (e) Instalações de absorção são economicamente 
atrativas quando o custo do combustível varia de 12% a 20% do custo da energia elétrica. 
Soluções binárias homogêneas 
 Em sistemas de refrigeração por absorção de vapor o fluido de trabalho é uma solução binária 
homogênea constituída de um refrigerante e um absorvente. Atualmente, as soluções binárias uniformes (ou 
misturas homogêneas) mais usadas em máquinas produzidas comercialmente são a de brometo de lítio (LiBr) + 
água (H2O) e de água (H2O) + amônia (NH3). Na primeira, usada em instalações de ar condicionado de grande 
porte, o absorvente é uma solução aquosa de brometo de lítio e o refrigerante é a água; na segunda, restrita aos 
sistemas industriais dadas à toxicidade da amônia, esta é o refrigerante e a água o absorvente. De acordo com a 
nomenclatura apresentada no Apêndice A-1 a água é o refrigerante R-718 e a amônia o R-717, ambos são 
compostos inorgânicos. O brometo de lítio é um composto químico (sal inorgânico) de bromo e lítio que se 
dissolve facilmente em água, produzindo uma solução aquosa extremamente higroscópica. 
 Os componentes de uma mistura homogênea não podem ser separados por métodos puramente 
mecânicos, e o seu estado termodinâmico não é determinado apenas por duas propriedades independentes (por 
exemplo, pressão e temperatura), como no caso da substância pura. A concentração (relação entre a massa de 
um dado componente e a massa total da mistura) é a informação que complementa a definição de seu estado 
termodinâmico. 
 O comportamento de uma solução binária homogênea em condições próximas à saturação é importante 
para o funcionamento dos sistemas de refrigeração por absorção. A Figura 1.5(a) mostra um sistema cilindro-
pistão contendo com uma solução binária homogênea na fase líquida, formada pelos componentes , 
sendo o componente o mais volátil, ou seja, aquele que em dada pressãovaporiza na menor temperatura. A 
concentração do componente na mistura é dada por: 
Massa de B
x
Massade A B


 (%) (1.22) 
 Desconsiderando atrito mecânico do pistão com a parede do cilindro, os pesos e a pressão atmosférica 
mantém constante a pressão sobre a solução. A Figura 1.5(d) apresenta os estados da solução sobre o diagrama 
Temperatura × Concentração do componente na mistura binária. A solução líquida inicialmente está sub-
resfriada e à medida que lentamente a aquecemos sua temperatura aumenta e atinge a de saturação, sem que 
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18 
 
haja mudança da concentração, Figura 1.5(a). Na Figura 1.5(d) o estado 1 representa o líquido sub-resfriado e o 
estado 2 o líquido saturado, ambos com a mesma concentração do componente , . Ao atingir o estado 
2 o componente (fluido mais volátil) começa a vaporizar, de modo que sua concentração na solução líquida 
diminui para e na solução vaporizada aumenta para . Os estados 3 e 4 estão às mesmas temperatura e 
pressão. Prosseguindo o aquecimento, atinge-se o estado 5, vapor saturado, onde o componente assume sua 
concentração inicial, pois todos os componentes da solução líquida vaporizaram. Daí em diante, o aquecimento 
superaquece a solução vaporizada e sua concentração permanece inalterada, . Caso a pressão total 
seja alterada pela adição ou remoção dos pesos sobre o pistão, e o experimento descrito anteriormente seja 
repetido para várias concentrações, às linhas de vaporização e condensação na Figura 1.5(d) serão deslocadas 
para cima ou para baixo. 
 
Figura 1.5 - Processos de evaporação e condensação de solução binária homogênea: (a) líquido 
sub-resfriado/saturado, (b) mistura saturada, (c) vapor saturado/superaquecido, (d) diagrama 
temperatura-concentração. 
 Embora o diagrama Temperatura × Concentração apresente informações importantes sobre o 
comportamento de uma solução binária homogênea, em termos de balanços de massa e de energia é 
conveniente usar o diagrama Entalpia × Concentração. A Figura 1.6 apresenta esse diagrama para a solução 
homogênea binária de LiBr + H2O, válida para as faixas de temperatura e concentração de LiBr mostradas na 
parte superior da mesma. 
 De modo geral, os componentes de uma solução binária podem ser denominados soluto e solvente, 
sendo o primeiro o que se dissolve no segundo. Na solução binária LiBr + H2O verifica-se que o solvente é a 
água (líquido) e o soluto o brometo de lítio (sal inorgânico sólido); na solução H2O + NH3, em que ambos são 
líquidos, é difícil identificar o solvente e o soluto. Porém, tratando-se de uma solução aquosa podemos dizer que 
a água é o solvente e a amônia o soluto. Assim, quando falamos em concentração de uma solução, estamos nos 
referindo à quantidade de soluto presente na quantidade total de solução. 
 Em sistemas de absorção de vapor, os componentes da solução primária são designados absorvente e 
refrigerante, sendo esse último o componente mais volátil. Na solução binária LiBr + H2O verifica-se que o 
absorvente é uma solução aquosa de brometo de lítio e o refrigerante a água; na solução H2O + NH3, o 
absorvente é a água e o refrigerante a amônia. Assim, uma solução concentrada é a que apresenta bastante 
LiBr, no caso da primeira, ou bastante NH3, no caso da segunda; numa solução diluída, é o contrário. Se 
experiência mostrada na Figura 1.5 fosse realizada com a solução binária LiBr + H2O sua concentração 
aumentaria; porém, com a solução H2O + NH3 essa concentração diminuiria. Isso pode causar alguma confusão 
no momento de analisar os sistemas de absorção de vapor. 
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19 
 
 
Figura 1.6 – Diagrama Entalpia (da solução) × Concentração (de LiBr). 
Princípios de funcionamento: intermitente e contínuo 
 Na Figura 1.7(a), dois vasos evacuados são interconectados por um tubo contendo uma válvula: o da 
esquerda contém líquido refrigerante e o da direita uma solução binária absorvente-refrigerante, com baixa 
concentração de refrigerante, por isso mesmo designada solução diluída. Inicialmente, a válvula está fechada e 
os vasos estão em equilíbrio térmico com suas vizinhanças. Como os vasos não estão cheios de líquido, certa 
quantidade de vapor existe em cada um deles, em suas respectivas pressões de saturação. Quando a válvula é 
aberta o vapor refrigerante é absorvido rapidamente pela solução diluída e a pressão no vaso esquerdo é 
reduzida. Para que mais líquido seja vaporizado é necessário que o mesmo absorva mais calor; esse calor é 
fornecido inicialmente pelo próprio refrigerante que permanece como líquido. Como a temperatura do líquido é 
reduzida, instala-se uma diferença de temperatura entre o vaso e sua vizinhança que provoca uma transferência 
de calor no sentido do líquido. Esse efeito de refrigeração pode ser utilizado para resfria uma substância 
qualquer. A solução diluída no vaso da direita torna-se pouco a pouco mais concentrada pela absorção de vapor 
refrigerante, que é um processo exotérmico. Esse calor de reação deve ser removido do vaso da solução a fim 
de manter a capacidade do processo de absorção. Quando a solução absorvente torna-se saturada de 
refrigerante (concentração máxima permitida nas condições de temperatura e pressão vigentes) o processo de 
absorção cessa. Para reiniciá-lo o refrigerante deve ser removido da solução concentrada e mandado de volta ao 
vaso da esquerda. Nesse caso, a injeção de calor no vaso da direita induz o processo de separação, ou seja, a 
remoção de refrigerante da solução, como mostra a Figura 1.7 (b). No vaso da esquerda o vapor refrigerante 
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20 
 
será condensado pela remoção de calor e o processo de absorção estará pronto para reiniciar. Nesse arranjo, 
como os processos de absorção e separação do refrigerante não ocorrem simultaneamente, a refrigeração útil 
disponível no vaso da esquerda é intermitente. 
 
Figura 1.7 – (a) Processo de absorção de refrigerante pela solução diluída, (b) Processo de 
separação de refrigerante da solução concentrada. 
 Um ciclo de refrigeração por absorção para produzir refrigeração útil continuamente pode ser obtido pela 
combinação desses dois processos intermitentes, como o sistema da Figura 1.8 mostra. Os vasos da esquerda e 
da direita, nos processos de separação e absorção do refrigerante, tomam nomes específicos, respectivamente: 
gerador, absorvedor, condensador e evaporador. Como o processo de separação ocorre em pressão maior do 
que o processo de absorção, uma bomba é usada para elevar a pressão da solução entre o absorvedor e o 
gerador, e dispositivos de redução de pressão são instalados entre o gerador e o absorvedor e entre o 
condensador e o evaporador. 
 
Figura 1.8 – Sistema de refrigeração por absorção de vapor com funcionamento contínuo. 
 A Figura 1.9 mostra um esquema comparando o sistema de absorção ao de compressão mecânica de 
vapor. Verifica-se que o condensador, o evaporador e o dispositivo de expansão existem em ambos. Entretanto, 
o compressor é substituído por um conjunto de equipamentos composto de absorvedor, bomba de solução 
concentrada, válvula redutora de pressão e gerador de vapor. Esse conjunto “aspira” o vapor em baixa pressão 
do evaporador e o descarrega em alta pressão no condensador, tal qual faria o compressor. O absorvedor é 
alimentado com a solução diluídaque absorve o vapor refrigerante. O processo da absorção libera grande 
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21 
 
quantidade de calor; se nenhum resfriamento do absorvedor for providenciado sua temperatura aumenta e a 
eficiência do processo de absorção diminui, podendo atingir condições em que cessará. Normalmente, o mesmo 
fluido usado para resfriar o condensador resfria antes o absorvedor (geralmente água vinda de uma torre de 
resfriamento). A solução concentrada no absorvedor tem sua pressão elevada pela bomba e é descarregada no 
gerador. No gerador, a solução é aquecida e o vapor refrigerante separa-se por destilação para ser descarregado 
no condensador. Para manter a diferença de pressão entre o gerador e o absorvedor instala-se uma válvula 
redutora de pressão na tubulação da solução diluída, antes da sua entrada no absorvedor. 
 
Figura 1.9 – Sistema de refrigeração por absorção de vapor × compressão de vapor. 
Desempenho dos sistemas de absorção 
 O desempenho dos sistemas de absorção depende fortemente das propriedades químicas e 
termodinâmicas dos componentes das soluções empregadas. Um requisito fundamental exige miscibilidade 
completa entre os líquidos absorvente e refrigerante em todas as condições de operação encontradas no 
sistema. Além disso, a mistura deve ser quimicamente estável, atóxica e não-explosiva. Adicionalmente, são 
desejáveis: (a) A diferença entre as temperaturas de evaporação do refrigerante e do absorvente na mesma 
pressão deve ser a maior possível, para facilitar a separação do refrigerante por destilação; (b) O refrigerante 
deve apresentar entalpia de vaporização e concentração no absorvente elevadas, a fim de manter baixas vazões 
de bombeamento de solução entre o gerador e o absorvedor, por unidade de capacidade de resfriamento 
produzida; (c) A viscosidade, condutividade térmica e os coeficientes de transporte de calor e massa por difusão 
devem ser favoráveis; e (d) Os componentes não devem ser corrosivos, ambientalmente corretos e 
apresentarem baixo custo. 
 O coeficiente de desempenho ( =Coefficient of Performance) para um ciclo de refrigeração por 
absorção de vapor é definido por (vide Figura 1.9): 
bg
e
ab
WQ
Q
COP 



 (1.23) 
onde: 
eQ

 = capacidade de refrigeração útil no evaporador, W; 
gQ

 = energia térmica consumida no gerador de 
vapor, W; e 
bW

 = potência das bombas de solução, W. 
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22 
 
 A potência de bombeamento representa menos de 1% da quantidade de calor utilizada no gerador e 
costuma-se desconsiderar essa quantidade em análises simplificadas do ciclo de absorção. As taxas de 
refrigeração no evaporador e de calor adicionado ao gerador podem ser expressas pelas temperaturas atuantes 
no sistema, admitindo que todos os processos reversíveis. Assim, a Equação (1.22) torna-se: 
 
 ecg
cge
g
e
rab
TTT
TTT
Q
Q
COP


 

,
 (1.24) 
onde: 
gT
= temperatura absoluta da fonte de calor no gerador, K; 
cT
= temperatura absoluta de condensação, K; 
e 
eT
= temperatura absoluta de evaporação, K. O subscrito indica que os processos do ciclo de absorção são 
considerados reversíveis, e, portanto, o coeficiente de desempenho é máximo. O 
COP
 máximo de um ciclo de 
absorção representa aproximadamente 1/3 do 
COP
 máximo de um ciclo de compressão de vapor, 
considerando as mesmas condições de operação. Entretanto, deve-se levar em conta que o custo da energia 
elétrica para o trabalho de compressão é bem maior do que o custo da energia térmica que aciona o gerador do 
ciclo de absorção. 
 Os primeiros sistemas de absorção usavam carvão como combustível para aquecimento do gerador 
(fonte térmica); eventualmente, o vapor proveniente de uma caldeira. Atualmente, também queimam gás natural 
ou óleo combustível, e aproveitam a energia rejeitada de outros sistemas térmicos em instalações de cogeração. 
1.4 Função e aplicações do ar condicionado 
 Os sistemas de condicionamento de ar têm como funções principais obter e manter a temperatura, a 
umidade relativa, a limpeza e velocidade relativa de ar, o nível de ruído e o diferencial de pressão entre o 
ambiente condicionado e sua vizinhança, em condições compatíveis com sua finalidade de uso. Para obter o 
efeito desejado, equipamentos de resfriamento e/ou aquecimento de ar, umidificadores de ar, ventiladores, dutos 
de ar, filtros de ar, tubulações de água, bombas e acessórios, devem ser instalados mediante um arranjo 
conveniente, a fim de que o sistema de ar condicionado resultante possa: (a) Tratar o ar (aquecer e/ou resfriar, 
umidificar e/ou desumidificar, filtrar/purificar o ar); (b) Distribuir, insuflar e remover o ar tratado dos ambientes 
condicionados sem que esses processos provoquem ruídos que incomodem seus ocupantes; (c) Prover ar 
externo suficiente para ventilação e renovação de ar em cada ambiente condicionado; e (d) Consumir um mínimo 
de energia com máximo desempenho dos equipamentos. 
 De acordo com o uso do ambiente os sistemas de climatização são classificados em sistemas para obter 
conforto ou proporcionar a realização de um processo. A Tabela 1.1 lista aplicações típicas: em conforto térmico, 
o ar é tratado a fim de manter o ambiente confortável e preservar a saúde das pessoas durante suas atividades 
no ambiente condicionado; em processos industriais, para manter o controle de condições ambientais adequadas 
aos processos de fabricação, armazenamento de produtos ou quaisquer outros processos ligados à indústria. 
Tabela 1.1 – Aplicações do ar condicionado. 
EM CONFORTO TÉRMICO 
Setor comercial 
Prédios de escritórios, supermercados, lojas de departamentos, shopping-centers, 
restaurantes, etc. 
Setor de público 
Estádios, bibliotecas, museus, cinemas, igrejas, teatros, salas de concerto, centros de 
recreação e lazer, etc. 
Setor residencial e serviços Hotéis, motéis, prédios de apartamentos, residências particulares, etc. 
Setor de saúde Hospitais, centros de recuperação, centros cirúrgicos, unidades de terapia intensiva (UTI), etc. 
Setor de transporte Aeronaves, automóveis, transporte público (metrô), ferroviário, etc. 
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23 
 
EM PROCESSOS INDUSTRIAIS 
Indústria têxtil 
Muitas fibras naturais e/ou manufaturadas são higroscópicas (absorvem umidade). Por isso, 
nos processos de fabricação a umidade relativa do ambiente deve ser rigorosamente 
controlada. 
Indústria de eletroeletrônicos 
Fazem uso de salas-limpas onde temperatura, umidade relativa, e granulometria das partículas 
em suspensão no ar são rigorosamente controladas. 
Indústria de mecânica de precisão 
A fabricação e a utilização de instrumentos de precisão, geralmente necessitam de controle 
rigoroso da temperatura. 
Indústria química e farmacêutica 
Geralmente os processos de fabricação necessitam de controle rigoroso de temperatura, 
umidade relativa e nível de contaminação do ar. 
Indústria de alimentação 
A indústria de alimentos perecíveis congela os alimentos para manter suas qualidades 
nutritivas. Entrepostos frigoríficos preservam essa qualidade durante o transporte até os pontos 
de consumo. São controladas a temperatura e a umidade relativa. 
1.5 Instalações para conforto 
 De modo geral, o conforto ambiental relaciona-se com quatro aspectos dos ambientes climatizados: 
conforto térmico(ventilação e/ou condicionamento de ar), conforto visual (iluminação natural e/ou artificial), 
conforto sonoro (nível de ruído) e conforto ergométrico (locais de ocupação e postos de trabalho). Os sistemas 
de ar condicionado interferem bastante no conforto térmico e no conforto sonoro. A utilização de iluminação 
natural (luz solar) ou artificial pode afetar a carga térmica do ambiente condicionado, interferindo na potência dos 
equipamentos. Se a insuflação de ar resfriado no ambiente condicionado for feita de forma adequada, os postos 
de trabalho pouco serão afetados; caso contrário, jatos de ar frio ou pontos de estagnação de ar podem tornar 
certos locais do ambiente condicionado desconfortáveis. Entretanto, esse é um desconforto térmico e não 
ergométrico. A Figura 1.10 identifica os elementos de um sistema de ar condicionado para conforto, com vazão 
de insuflação de ar constante. 
 
Figura 1.10 - Sistema básico de ar condicionado de conforto com vazão constante de ar. 
 Em instalações para conforto, a temperatura do ar no ambiente condicionado deve ser mantida entre 
24ºC e 26ºC e sua umidade relativa entre 40% e 60%. Os ventiladores de insuflação e retorno movimentam o ar 
pelos dutos do sistema. O ar deixa o ambiente condicionado pelo retorno na mesma temperatura do ar ambiente; 
entretanto, a temperatura de insuflação do ar deve ser inferior à temperatura do ambiente condicionado, de modo 
que, ao passar pelo ambiente, a variação na sua temperatura seja compatível com a energia térmica adicionada 
na corrente de ar entre a insuflação e o retorno. Para reduzir o consumo de energia, a maior parte do ar de 
retorno segue para recirculação e mistura-se ao ar externo que repõe as perdas de ar pela exaustão e serve 
para ventilar os ambientes, já que os ocupantes consomem o oxigênio do ar durante a respiração. Três registros 
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24 
 
de controle de vazão de ar estabelecem as quantidades de ar de exaustão, recirculação e ventilação (ar 
externo). Os registros de exaustão e ventilação abrem ao mesmo tempo em que o de recirculação fecha; e vice-
versa. O ar de recirculação mistura-se ao ar externo de ventilação, passa pelo filtro de ar, e aspirado pelo 
ventilador de insuflação segue em direção à serpentina de resfriamento e desumidificação, que pode ser de 
expansão direta ou de água gelada. O ventilador aspira o ar tratado e o insufla no ambiente condicionado. A 
capacidade de resfriamento do condicionador depende das cargas térmicas decorrentes das trocas de calor que 
ocorrem no ambiente condicionado e em outros pontos do sistema devido à sua operação. 
1.6 Diretrizes em projetos de instalações ar condicionado 
 O projeto do sistema de ar condicionado determina suas características básicas. Depois que a instalação 
foi construída de acordo com o projeto é muito difícil e bastante dispendioso fazer qualquer modificação. O 
engenheiro-projetista tem grande responsabilidade na seleção adequada do tipo sistema de climatização a ser 
usado para uma dada aplicação. 
 Normalmente, os procedimentos e exigências de projeto incluem: (a) Início do projeto (proprietário ou 
incorporador); (b) Escolha da equipe de projetistas (arquiteto e engenheiros: estrutura, civil, mecânico, elétrico); 
(c) Definição dos parâmetros ambientais e características básicas de projeto do sistema de climatização; (d) 
Seleção de alternativas com as mesmas características básicas, identificação das interfaces com outros 
subsistemas, e preparação dos esboços; (e) Preparação de prévias de contratos, plantas, especificação de 
materiais, métodos construtivos e caderno de encargos; (f) Seleção dos empreiteiros para participar da licitação; 
(g) Avaliação das propostas e negociações para modificações de contratos; (h) Definição do vencedor de 
licitação; (i) Revisão das plantas, cadernos de encargos, e manuais de operação e manutenção; (j) Monitoração, 
supervisão e inspeção da construção; (k) Testes de balanceamento e verificação de desempenho; (l) 
Modificações das plantas para incluir as condições “as-built” (como construído/finalizado); (m) Finalização dos 
manuais de operação e manutenção; e (n) Aceitação. 
 O trabalho inicia-se com a definição do vencedor da licitação, seguindo-se a empreitada e as 
negociações, finalizando com a aceitação da obra. O engenheiro-projetista de ar condicionado deve selecionar 
alternativas para tratar do conforto térmico, da qualidade do ar interno, da conservação de energia, dos níveis de 
ruído, da segurança, da flexibilidade, da confiabilidade, das conveniências e custos operacionais, e da 
disponibilidade de manutenção. Assim, a experiência, a formação técnica e a capacidade de julgamento do 
engenheiro-projetista são fundamentais nesse processo de seleção. Se duas alternativas de projeto, uma 
simples e uma complicada, oferecem o mesmo desempenho, o sistema de climatização mais simples deve ser o 
escolhido por sua confiabilidade, conveniência de operação e custos menores. 
 Os sistemas de ar condicionado, o hidráulico e o de proteção contra incêndio são sistemas mecânicos da 
edificação, que juntamente com o elétrico atendem seus ocupantes. Assim, o engenheiro-projetista de ar 
condicionado deve trabalhar de modo integrado com o arquiteto, o engenheiro estrutural e o eletricista. Com o 
arquiteto e o engenheiro estrutural deve trocar informações sobre: forma e orientação da edificação; tamanhos 
de janelas, paredes externas e coberturas, especialmente das características térmicas dos materiais 
construtivos; localização de dutos de ar, tubulações e poços de serviço (elevadores) para evitar interferências 
com os de climatização; localização de difusores e grelhas de retorno de ar; espaço livre disponível entre lajes e 
forros suspensos para instalação de dutos insuflação e retorno de ar e tubulações; e localização e dimensões de 
salas para os equipamentos de climatização e seus acessórios e sistemas auxiliares. Com o engenheiro 
eletricista sobre: potência elétrica e tipos de luminárias usadas; combinação entre arranjos de luminárias e 
difusores e grelhas de retorno de ar usadas; disponibilidade de potência elétrica e iluminação nas salas em que 
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25 
 
estarão os equipamentos do sistema de climatização; e coordenação entre os arranjos de dutos de ar, 
tubulações, eletrodutos, cabos elétricos, etc. 
 Manter as condições do ambiente condicionado dentro de limites pré-determinados, depende 
principalmente da seleção adequada da capacidade de resfriamento do equipamento de climatização, e da 
qualidade do sistema de controles. Uma economia de energia significativa pode ser obtida se a capacidade do 
sistema, em carga parcial, acompanhar adequadamente as variações de carga térmica na edificação, em razão 
de um sistema de controles eficiente. Assim, esse sistema é fator decisivo no desempenho do sistema de ar 
condicionado. Muitos problemas encontrados em instalações de ar condicionado são decorrentes de controles 
inadequados e/ou seu uso impróprio. Por isso, o engenheiro-projetista deve manter informações atualizadas em 
relação às novas tecnologias de controle disponíveis no mercado e que são adotadas pelos fabricantes de 
equipamentos de ar condicionado. Não é necessário ser um especialista em controles; entretanto, a sequência 
de operações no sistema deve ser bastante clara, bem como os critérios desejados para os sensores, os 
controladores e atuadores. 
 Pode ser bastante útil ao engenheiro-projetista visitar projetos similares, queestejam em operação há 
mais de dois anos, e conversar com o operador antes de iniciar seu próprio projeto. Tal prática, pode trazer 
informações vantajosas: sobre o desempenho real do sistema de climatização e de controle que pretende utilizar; 
de acordo com os relatórios de operação pode verificar se o sistema foi sobre ou subdimensionado, ou se sua 
escolha foi acertada; identificar possíveis causas de problemas futuros; e acumular experiência prática valiosa 
para complementar seus conhecimentos e superar suas deficiências. 
1.7 Relação entre ar condicionado e refrigeração 
 As áreas de ar condicionado e refrigeração são correlatas, embora cada uma tenha seu campo de 
atuação específico, como mostra a Figura 1.11. Uma aplicação típica da refrigeração envolve resfriamento e 
desumidificação do ar, em sistemas de ar condicionado para conforto em climas quentes e úmidos. Os 
engenheiros mecânicos, especialistas em sistemas térmicos, podem atuar em áreas de pesquisa, 
desenvolvimento de produtos e equipamentos ou ainda em projetos de sistemas de refrigeração e ar 
condicionado. Embora o engenheiro de ar condicionado possa transitar livremente nas três áreas distintas, a 
atuação de firmas comerciais tende a se agrupar quer na área de ar condicionado (conforto) quer na de 
refrigeração industrial (processo). Nesta última, as temperaturas de trabalho podem chegar a 60°C negativos 
(abaixo de zero). Processos que exigem temperaturas ainda menores, como instalações de separação de 
oxigênio e hidrogênio do ar, são objetos de estudo de uma área específica de refrigeração denominada 
criogenia. 
 
Figura 1.11 – Relação entre as áreas de refrigeração e ar condicionado. 
 
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26 
 
Apêndice 1-A: Numeração de refrigerantes (ASHRAE Fundamentals 2005) 
 
 
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27 
 
CAPÍTULO 2 
PSICROMETRIA 
 Nesse capítulo, serão abordados os conceitos fundamentais que permitem quantificar os parâmetros 
psicrométricos do ar, usados na análise dos processos de transferências de calor e massa em equipamentos e 
dispositivos das instalações de ar condicionado. Um modelo físico-matemático baseado na mistura de gases 
ideais, adequado à maioria das aplicações em engenharia de ar condicionado, será desenvolvido. Além disso, 
serão tratados os processos de transferência de calor e massa entre o ar e a água, fundamentais para entender 
os princípios de operação de vários equipamentos usados em climatização de ambientes, tais como, torres de 
resfriamento, lavadores de ar, desumidificadores, serpentinas de resfriamento e desumidificação, etc. 
2.1 Ar atmosférico, ar úmido e ar seco. 
 O ar atmosférico é composto basicamente por ar seco (componentes gasosos que não condensam em 
condições atmosféricas normais), vapor d’água e contaminantes (poeira, polens, poluentes, etc.). O ar úmido é o 
que resta quando removemos os contaminantes do ar atmosférico. O ar seco é o que resta quando, além dos 
contaminantes, o vapor d’água também é removido. Obviamente, ar úmido e ar seco são idealizações, pois na 
prática não há como realizar totalmente essa remoção de contaminantes e vapor d’água do ar atmosférico. No ar 
úmido, a quantidade de vapor d’água varia de zero até um máximo, que é função da sua temperatura e pressão. 
Quando o ar úmido contém a quantidade máxima de vapor é denominado ar saturado. A composição do ar seco 
na atmosfera é relativamente constante, porém, pequenas variações na quantidade de um determinado 
componente podem ocorrer em função da hora do dia, da localização geográfica e da altitude. A Tabela 2.1 
apresenta a composição aproximada do ar seco na atmosfera em termos de percentuais volumétricos de seus 
componentes. 
Tabela 2.1. Composição do ar seco na atmosfera terrestre. 
COMPONENTE VOLUME (%) 
1. Nitrogênio 78,084 
2. Oxigênio 20,9476 
3. Argônio 0,934 
2. Dióxido de carbono 0,0314 
5. Neônio 0,001818 
6. Hélio 0,000524 
7. Metano 0,00015 
8. Dióxido de enxofre 0 até 0,0001 
9. Hidrogênio 0,00005 
10. Kriptônio, xenônio e ozônio 0,0002 
 A temperatura e a pressão do ar atmosférico variam consideravelmente com a altitude, a localização 
geográfica e o microclima. No Brasil, a temperatura de 20°C e a pressão de 101,325 kPa são os valores padrões 
(nível do mar) para o ar atmosférico. Em altitudes de zero até 11.000 metros, a temperatura do ar atmosférico é 
calculada por: 
20 0,0065t H 
 [°C] (2.1) 
e a pressão atmosférica (kPa), onde é a altitude (m), por: 
 
5,25595101,325 1 2,25577 10atmP H
  
 [kPa] (2.2) 
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28 
 
2.2 Gás ideal 
 A substância pura apresenta composição química homogênea e invariável em todas as fases que pode 
existir. Assim, água líquida e suas misturas com vapor d’água ou gelo são substâncias puras. Por outro lado, a 
mistura de ar seco liquefeito e ar seco não é uma substância pura, porque a composição da fase líquida é 
diferente da composição da fase gasosa. Em condições convenientes, sem que ocorra mudança de fase, uma 
mistura de gases pode ser considerada uma substância pura; entretanto, no caso do ar seco, somente algumas 
dessas características são apresentadas. O gás ideal apresenta densidade suficientemente baixa para que as 
forças de interação entre suas moléculas sejam desprezíveis. O comportamento do gás ideal é governado pela 
seguinte equação de estado: 
PV mRT
 (2.3) 
onde: = pressão absoluta, kPa; = volume, m3; = massa, kg; = constante particular do gás, J/kg.K; e = 
temperatura absoluta, K. A Tabela 2.2 lista as propriedades de alguns gases comuns, adequadas ao modelo do 
gás ideal. 
Tabela 2.2 – Propriedades de gases, com base no modelo do gás ideal. 
GÁS 
FÓRMULA 
QUÍMICA 
MASSA 
MOLECULAR 
R [J/kg.K] cp [kJ/kg.K] cv [kJ/kg.K] k [ - ] 
1. Ar seco Mistura de gases 28,97 287,00 1,0 0,716 1,400 
2. Argônio Ar 39,94 208,17 0,523 0,316 1,667 
3. Dióxido de carbono CO2 44,01 188,92 0,85 0,661 1,285 
2. Monóxido de carbono CO 28,01 296,84 1,04 0,715 1,399 
5. Hélio He 4,003 2.077,00 5,23 3,153 1,667 
6. Hidrogênio H2 2,016 2.124,21 14,36 10,22 1,404 
7. Metano CH4 16,04 518,35 2,23 1,69 1,320 
8. Nitrogênio N2 28,016 296,77 1,04 0,741 1,400 
9. Oxigênio O2 32,000 259,83 0,917 0,657 1,395 
10. Vapor d’água H2O 18,016 461,50 1,863 1,402 1,329 
 Na realidade, nenhum gás real satisfaz estritamente a equação do gás ideal dentro de qualquer faixa 
finita de temperatura e pressão. Entretanto, em baixa pressão o gás real apresenta comportamento muito 
próximo ao ideal. O desvio de comportamento de um gás real com relação ao ideal é quantificado pelo fator de 
compressibilidade, definido por: 
Z Pv RT
 (2.4) 
 O fator de compressibilidade indica o afastamento do vapor em relação ao comportamento do gás ideal, 
ou seja, de 
1Z 
. A Figura 2.1 mostra o fator de compressibilidade do ar seco em diversas pressões em função 
da temperatura. Observase que em pressões próximas de 1atm (101,325 kPa), dentro da faixa de temperatura 
indicada, o fator de compressibilidade é praticamente unitário. Nessa situação, a equação do gás ideal pode ser 
usada para prever o comportamento do ar seco com boa precisão. 
 Outro componente importante do ar atmosférico é o vapor d’água. Nas mesmas faixas de pressão e 
temperatura apresentadas na Figura 2.1 o seu fator de compressibilidadenão é tão próximo da unidade quanto o 
do ar seco. Entretanto, o vapor d’água está presente no ar atmosférico em quantidades reduzidas e exerce uma 
pequena pressão parcial na mistura. O fator de compressibilidade para o vapor d’água saturado é maior do que 
0,99 para pressões de até 0,5 atm (50,5 kPa). Isto é suficiente para que, na maioria das aplicações em 
engenharia de ar condicionado, o ar atmosférico seja modelado como uma mistura de gases ideais. 
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29 
 
 
Figura 2.1 – Fator de compressibilidade do ar seco. 
 Em psicrometria os gases que apresentam temperatura de condensação muito baixa são reunidos num 
único componente denominado ar seco, enquanto o vapor d’água, que condensa em condições encontradas 
normalmente em sistemas de ar condicionado, é tratado como outro componente. Assim, admite-se que o ar 
úmido (ou simplesmente, ar) é a mistura de dois gases ideais: ar seco e vapor d’água. As leis das pressões 
parciais, dos volumes parciais e a equação de estado do gás ideal são usadas para estabelecer as equações 
que definem os estados psicrométricos do ar, sob as seguintes hipóteses: (i) o condensado de vapor d’água não 
contém gases dissolvidos; (ii) o ar seco pode ser tratado como uma mistura de gases ideais; e (iii) quando a 
mistura e o condensado (água líquida) estão numa dada pressão e temperatura, o equilíbrio termodinâmico entre 
o condensado e seu vapor não é afetado pela presença dos outros componentes, ou seja, a pressão parcial do 
vapor é igual à de saturação na temperatura da mistura. 
 A pressão total do ar é a soma das pressões parciais de ar seco 
asP
e vapor d’água 
vP
 
( ), ou seja: 
as vP P P 
 (2.5) 
 A pressão parcial corresponde à pressão que cada componente exerceria se existisse sozinho, na 
mesma temperatura, e ocupando o mesmo volume que a mistura. Se volume total da mistura é 
V
 então o de 
cada componente será o mesmo, em sua própria pressão parcial , ou seja: 
as vV V V 
 (2.6) 
 Além disso, cada componente deve obedecer à equação de estado do gás ideal. Daí, para o ar seco: 
as as as as asP V m R T
 (2.7) 
e para o vapor d’água: 
v v v v vPV m R T
 (2.8) 
onde: = pressão parcial absoluta do ar seco, kPa; = pressão absoluta parcial do vapor d’água, kPa; = 
massa de ar seco, kgas; = massa de vapor d’água, kgv; = constante do gás para o ar seco, kJ/kgas.K; 
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30 
 
 = constante do gás para o vapor d’água, kJ/kgv.K; = volume de ar seco, m3; = volume de vapor d’água, 
m3; = temperatura absoluta do ar seco, °C; e = temperatura absoluta do vapor d’água, °C. 
 Na mistura, o ar seco e o vapor d’água estão em contato estreito, o que conduz ao equilíbrio térmico 
entre esses componentes. Portanto, admite–se que a temperatura do ar seco é igual à do vapor d’água, ou seja: 
as vT T T 
 (2.9) 
2.3 Parâmetros psicrométricos 
Temperatura de bulbo seco 
 É a temperatura do ar medida por um termômetro comum expressa em graus (°C) ou qualquer 
outra escala termométrica. O adjetivo “bulbo seco” serve simplesmente para não confundir com a temperatura de 
bulbo úmido, que será definida posteriormente. 
Umidade absoluta 
 Razão entre a massa de vapor d’água e a massa de ar seco contidas em dada amostra de ar: 
v
as
m
W
m

 [kgv/kgas] (2.10) 
 Usando as Equações (2.5) a (2.9), a Equação (2.10) pode ser reescrita como: 
0,62198 v
v
P
W
P P


 (2.11) 
 Para o ar saturado, por analogia com a Equação (2.11), a umidade absoluta nas mesmas temperatura e 
pressão, é dada por: 
0,62198 vss
vs
P
W
P P


 (2.12) 
onde: 
vsP
= pressão de saturação do vapor d’água, kPa. A pressão 
vsP
 é função somente da temperatura e 
apresenta valores ligeiramente diferentes da pressão de vapor d’água no ar saturado. Entre 0ºC e 200ºC é 
calculada por: 
 
TTT
TTPvs
ln545967,610445209,110176479,4
10864024,4391499,1221,800.5ln
3825
2



 [Pa] (2.13) 
onde: 
273,15T C  
 = temperatura absoluta, K. O valor 
vsP
 também pode ser obtido na tabela de vapor de 
água saturada, apresentada no Apêndice 2-A. 
Umidade relativa 
 É a razão entre a pressão parcial do vapor d’água no ar 
vP
 e sua pressão parcial no ar saturado 
vsP
, 
nas mesmas temperatura e pressão total. Assim: 
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31 
 
,
100 v
vs t P
P
P

 
  
 
 [%] (2.14) 
 A umidade relativa é 0 % (zero) para o ar seco (
0vP
) e 100 % (unitária) para o ar saturado (
vsv PP 
). 
Volume específico 
 Expresso por unidade de massa de ar seco1 é obtido por: 
as
V
v
m

 [m3/kgas] (2.15) 
 Usando a Equação (2.7) a Equação (2.15) pode ser reescrita como: 
0,287
v
T
v
P P


 (2.16) 
e, usando a definição de umidade absoluta, onde é dada em Kelvin e em kPa: 
 0,287 1 1,6078
T
v W
P
 
 (2.17) 
Entalpia do ar 
 A entalpia do ar é a soma das entalpias de seus componentes: 
as vh h W h 
 [kJ/kgas] (2.18) 
onde: = entalpia específica do ar seco, kJ/kgas; = entalpia específica do vapor d’água saturado na 
temperatura da mistura, kJ/kgv.; e = umidade absoluta, kgv/kgas. Com boa aproximação, a entalpia do ar é 
obtida por: 
 1,006 2.501 1,805h t W t  
 [kJ/kgas] (2.19) 
onde: = temperatura de bulbo seco do ar, °C. 
Temperatura de orvalho 
 É a temperatura do ar saturado às mesmas pressão e umidade absoluta. É definida como a solução 
 ,ot P W
 da equação 
 ,s oW P t W
 e usando a equação do gás ideal, pode ser escrita como: 
 
0,62198
vs o v
PW
P t P
W
 

 (2.20) 
 
1 As propriedades específicas do ar são expressas com relação à massa de ar seco. Durante os processos em ar condicionado, a vazão mássica de ar seco é constante, 
enquanto que o vapor d’água é adicionado ou retirado do ar. 
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32 
 
onde 
 vs oP t
 é a pressão de saturação do vapor d’água à temperatura 
ot
. Alternativamente, a temperatura de 
orvalho pode ser calculada na faixa de 0ºC a 93ºC por: 
1984,032 )(4569,0)][ln(09486,0)][ln(7389,0)ln(526,1454,6 vvvvo PPPPt 
 (2.21) 
onde:
vP
 = pressão parcial do vapor d’água no ar, kPa. 
Temperatura termodinâmica de bulbo úmido e temperatura de bulbo úmido 
 Considere que o ar não saturado escoa em contato com a superfície de uma lâmina de água, numa 
câmara adiabática de comprimento infinito, como na Figura 2.2. Ao longo do escoamento, algum líquido evapora 
e se dispersa na corrente de ar, aumentando sua umidade absoluta gradualmente, até que fique saturado e não 
possa mais absorver nenhuma umidade (vapor d’água). Como não há transferência de calor com a vizinhança o 
calor latente necessário à evaporação da água origina-se no calor sensível fornecido pelo próprio ar, que tem sua 
sua temperatura reduzida. Em tal processo, denominado saturação adiabática ideal,