Sistemas de Compressão de Múltiplos Estágios

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UEA- UNIVERSIDADE DO ESTADO DO AMAZONAS
EST- ESCOLA SUPERIOR DE TECNOLOGIA
REFRIGERAÇÃO INDUSTRIAL
SISTEMAS DE COMPRESSÃO DE MÚLTIPLOS ESTÁGIOS
MANAUS-AM
2018
FERNANDO ALENCAR LEIRA NETO
MANUTENÇÃO INDUSTRIAL I
FERRAMENTAS, FALHAS MECÂNICAS E DESMONTAGEM E MONTAGEM DE ELEMENTOS E CONJUNTOS MECÂNICOS
 
Trabalho apresen
tado ao prof° 
como requisito para obtenção de nota 
parcial na disciplina Refrigeração Industrial. 
MANAUS
2018
SUMÁRIO
INTRODUÇÃO
Uma parcela significativa das instalações na área de refrigeração industrial opera entre temperaturas de evaporação e condensação cuja diferença varia entre 50 e 80°C. Uma diferença tão acentuada de temperaturas, que se por um lado apresenta uma série de sistemas operacionais por outro impõe a busca de soluções não triviais. Uma dessas soluções é a compressão em estágios múltiplos de pressão que implica num incremento de custo inicial da relação à compressão em estágio simples. Por outro lado, a utilização de múltiplos estágios aumenta alguns dos problemas decorrentes da elevada diferença de temperaturas além de reduzir a potência de compressão. 
A análise da compressão em dois estágios propiciará a oportunidade de abordar dois aspectos importantes: a remoção do gás de flash e o resfriamento intermediário, e casos particulares como o sistema de refrigeração em cascata
SISTEMAS DE COMPRESSÃO DE MÚLTIPLOS ESTÁGIOS
Com temperaturas de evaporação muito baixas (-30ºC), é normal usar sistemas de duplo estágio de compressão, ou até triplo estágio. As baixas temperaturas de evaporação conduzem a relação entre a pressão de condensação e pressão de evaporação ao um valor muito elevado de taxa de compressão.
Taxas de compressão muito elevadas são desvantajosas nos aspectos construtivos e termodinâmicos dos equipamentos de refrigeração.
Nos aspectos construtivos, as pressões e temperaturas são elevadas a um nível muito alto prejudicando o sistema de lubrificação do compressor, e conseqüentemente produzem um alto desgaste nas peças internas, provocando quebra e alto custo de manutenção.
Nos aspectos termodinâmicos, pela expansão do fluido retido no espaço morto do cilindro que reduz o volume real de gás admitido, o trabalho do compressor aumentará muito para se obter um valor de temperatura desejada, provocando assim alto consumo de energia e potência frigorífica reduzida, podendo chegar a um valor de COP próximo de zero.
É claro que em uma instalação de múltiplos estágios o investimento inicial será muito maior que uma instalação de simples estágio para a mesma potência frigorífica, porém em muitos casos ele se torna imprescindível, pois a temperatura desejada é muito baixa. É sempre importante avaliar os benefícios obtidos em relação ao custo inicial despedido em função dos benefícios obtidos.
O sistema de múltiplo estágio mais comum em refrigeração industrial é o duplo estágio, que utilizam amônia como fluido refrigerante para baixas temperaturas, normalmente as relações de pressões de condensação e evaporação são superiores a 7 e como a amônia absorve um alto valor de calor latente, se faz necessário a utilização do sistema de múltiplos estágios.
A compressão divide-se em duas etapas, a primeira é feita por um compressor chamado “booster” ou de baixa que eleva a pressão do vapor proveniente do evaporador até um nível intermediário onde o vapor é resfriado por um trocador de calor, inicialmente o resfriamento era feito por água, a segunda é feita por outro compressor chamado de “principal” ou de alta que eleva a pressão do vapor proveniente do compressor “booster” até a pressão de condensação onde se recomeça novamente o ciclo, obtendo-se assim um sistema como indicado na Figura 1.
Figura 1. Sistema de duplo estágio
REMOÇÃO DO GÁS DE “FLASH”
O gás de “flash” é resultado da interrupção do processo de expansão a uma pressão intermediária (1-3) como mostrado na Figura 2. Em processos normais, a expansão se dá diretamente do estado 1 (líquido saturado) ao 2 (líquido e vapor simultaneamente). Na interrupção em uma pressão intermediária o estado passará de 3 (uma mistura do estado 6 de vapor saturado com o 4 líquido saturado) para o estado 2 sendo este uma combinação do estado 5 e 7. O vapor no estado 7 não pode produzir qualquer efeito de refrigeração, tendo portanto nenhuma utilidade precisando ser eliminado para reduzir o trabalho de compressão. Este vapor pode ser eliminado separando o vapor no estado 6 do refrigerante e comprimindo-o até a pressão de condensação, eliminando então seu estrangulamento. Na prática o vapor pode ser eliminado como mostra o esquema na Figura 3. O líquido saturado à pressão de condensação, estado 1, proveniente do condensador, é estrangulado pela válvula de expansão até a pressão intermediária, estado 3, sendo então recolhido em um tanque de flash. A válvula de expansão é controlada pelo nível de líquido no tanque. O líquido é separado do vapor no tanque de flash, sendo então enviado ao dispositivo de expansão, onde sua pressão será reduzida até sua evaporação. O vapor formado no tanque deverá ser comprimido até a pressão de condensação através de um compressor auxiliar.
Figura 2. O processo no dispositivo de expansão em que 3-2 é substituído pela combinação de 4-5 e 6-7
Figura 3. Remoção e compressão do gás de “flash”
O ciclo com remoção de gás de “flash” apresenta algumas vantagens como à redução da potência de compressão para uma mesma capacidade frigorífica e da capacidade do compressor, visto que a vazão de fluido no evaporador será menor em virtude da redução do gás de “flash” que penetra no evaporador, aumentando a eficiência do mesmo.
O sistema pode apresentar desvantagens iniciais em relação ao tamanho da instalação e ao custo inicial, uma vez que o sistema devera compor-se de mais acessórios no ciclo como vasos de pressão, compressor auxiliar ou bombas de circulação de líquido, válvulas de controle de temperatura e pressão e isolamento térmico em tanques e tubulações.
RESFRIAMENTO INTERMEDIÁRIO EM COMPRESSÃO DE DUPLO ESTÁGIO
Um processo geralmente adotado em instalações de duplo estágio de compressão é o do resfriamento do refrigerante a uma pressão intermediária, a fim de reduzir o superaquecimento com que o mesmo deixa o estágio de baixa pressão. À primeira vista pode parecer que tal resfriamento redundaria numa redução do trabalho total de compressão. O diagrama pressão-volume específico para processos isoentrópicos é mostra do na Figura 4A
Se a compressão for realizada em duas etapas isoentrópicas (1-2 e 3-4) com resfriamento intermediário (2-3) em vez de uma única etapa (1-5) há uma redução no trabalho de compressão como mostra a figura. O trabalho de compressão é designado por Δh., sendo Δhb >Δha. A redução do trabalho de compressão é então dada por: Δh= Δhb -Δha, como mostrado na Figura 4B.
B
A
Figura 4. A) Diagrama pressão- volume específico B) Diagrama Pressão- Entalpia
Na compressão de ar, o resfriamento intermediário é realizado a uma temperatura relativamente elevada, de modo a facilitar o resfriamento pelo ar ambiente. Em sistemas frigoríficos, entretanto, o resfriamento intermediário se faz a temperaturas do refrigerante relativamente baixas, o que exige um custo adicional. Com efeito, considere que o compressor do estágio de baixa pressão de um ciclo frigorífico de amônia opere entre a pressão de evaporação, correspondente a uma temperatura de saturação de -30°C, e a pressão intermediária de 430 kPa, associada a uma temperatura de saturação de 0°C. Se a compressão fosse isoentrópica, a temperatura de descarga da amônia seria de 54°C. Nessas condições, um trocador de calor que utilizasse ar ambiente ou água não seria adequado para resfriar o refrigerante até 0°C como seria de esperar no resfriamento intermediário. Assim parte do resfriamento deveria ser realizada utilizando um processo derefrigeração. A solução normalmente adotada é ilustrada na Figura 4, onde o vapor de descarga do compressor do estágio de baixa pressão é borbulhado no líquido saturado à pressão intermediária. O processo de borbulhamento se caracteriza por uma elevada área de contato entre o vapor e o líquido permitindo um resfriamento eficiente do vapor até a temperatura do líquido.
Figura 5. Resfriador intermediário
COMPRESSÃO COM DUPLO ESTÁGIO E UMA ÚNICA TEMPERATURA DE EVAPORAÇÃO
Os sistemas de duplo estágio incorporam o resfriador intermediário e o separador do gás de flash em um só vaso. Esses sistemas servem a um ou mais evaporadores que operam a uma única temperatura de evaporação como mostrado na Figura 5. O refrigerante no estado líquido proveniente do condensador passa pela válvula controladora de nível, sendo recolhido no tanque que faz o papel de resfriador intermediário e de tanque de flash. O refrigerante líquido separado do vapor é enviado ao evaporador do dispositivo de expansão. Todo o vapor produzido no tanque de flash/intermediário é comprimido até a pressão de condensação no compressor do estágio de alta pressão. 
Figura 5. Sistema de estágio duplo de compressão incorporando o tanque de “flash” e o resfriador intermediário em um mesmo vaso.
Exercício resolvido 1.
Uma instalação frigorífica de R-502 dotada de tanque de flash e resfriador intermediário como na Figura, opera a temperaturas de evaporação e condensação respectivamente iguais a -25°C E 36°C. A pressão intermediária corresponde a uma temperatura de saturação de 0°C. Se a capacidade frigorífica da instalação é de 300 kW quais devem ser as vazões de refrigerante comprimidas por compressor (ou booster)?
As entalpias associados aos estados indicados no ciclo da Figura 5 são as seguintes:
h1 = 335,4 kJ/kg
h2 = 351,0 kJ/kg
h3 = 346,6 kJ/kg
h5 = h6 
h6 = 243,2 kJ/kg
h7 = h8
h8 = 200,0 kJ/kg
A vazão de refrigerante que circula pelo evaporador e pelo compressor “booster” deve ser igual:
m1 = m2 = m7 = m8 = = = 2,213 kg/s
Para determinar a vazão de refrigerante circulada pelo compressor do estágio de alta pressão, balanços de massas e energia devem ser efetuados no tanque de flash resfriador intermediário:
m2 + m6 = m7 + m3
Uma vez que :
m7 = m2, então m3= m6 como seria de esperar
m2*h2 + m6*h6 = m7*h7 + m3*h3
(2,216)*(351) + (m3)*(243,2) = (2,216)*(200) + (m3)*(346,6)
De modo que a vazão de refrigerante comprimida pelo compressor de estágio de alta pressão, m3, resulta igual a:
m3= 3,326 kg/s
COMPRESSÃO COM DUPLO ESTÁGIO E DOIS NÍVEIS DE TEMPERATURA DE EVAPORAÇÃO
Certas aplicações exigem que a instalação frigorífica opere a distintas temperaturas de evaporação. Tal é o caso, por exemplo, de um entreposto de alimentos em que câmaras de armazenamento de congelados, temperaturas ambientes de -20°C, devem operar conjuntamente com câmaras de produtos não congelados, temperaturas ambientes da ordem de 2°C. Ou ainda, o caso de uma indústria química, em que um processo pode demandar o resfriamento de um fluido de uma temperatura de 15°C até 5°C ao mesmo tempo em que outro processo exige uma redução da temperatura do fluido de -10°C até -15°C, por exemplo. As necessidades frigoríficas dos exemplos acima satisfeitas por um ciclo de refrigeração de compressão com estágio simples, como indicado na Figura 5 para o caso da conservação de alimentos.
B
A
Figura 6. Circuito frigorífico de estágio simples de compressão com dois níveis de temperatura de refrigeração A) Mesma temperatura de evaporação B) utilizando uma válvula reguladora de pressão na saída do evaporador no ambiente de temperatura mais elevada.
Na Figura 6, ambos os evaporadores operam a mesma temperatura de evaporação, a qual deve assumir um vapor suficientemente reduzido para permitir a refrigeração do ambiente mais frio. Essa temperatura poderia ser igual a -25°C, por exemplo. Acontece que uma temperatura de evaporação tão reduzida no evaporador da câmara de verduras promoveria uma taxa de remoção de umidade do ar tão significativa que o produto seria queimado por secagem. Além disso, a umidade removida do ambiente se depositaria nas superfícies frias do evaporador na forma de neve, obstruindo rapidamente a passagem de ar. No exemplo da indústria química, uma temperatura reduzida do refrigerante no nível intermediário de pressão, poderia promover o congelamento do produto refrigerado.
Um arranjo mais adequado no caso da compressão com estágio simples seria aquele indicado na Figura 6B. Neste caso uma válvula reguladora de pressão é instalada na saída do evaporador que serve o ambiente de temperatura mais elevada. Assim, mantendo a temperatura do meio poderia assumir um valor de 2°C, por exemplo, para a qual a umidade ambiente poderia ser mantida em níveis compatíveis coma preservação da qualidade das verduras. Esse procedimento, no entanto apresenta o inconveniente de impor um estrangulamento na válvula reguladora de pressão do vapor proveniente do evaporador de baixa temperatura. Assim, todo o vapor produzido e comprimido desde a pressão correspondente temperatura de saturação do evaporador de baixa temperatura, não havendo qualquer vantagem, em termos de potência de compressão em relação ao sistema da Figura 6A.
Um procedimento bastante utilizado na efetiva solução do problema de operação a dois níveis de temperatura de evaporação é ilustrado na Figura 7, envolvendo um sistema de compressão com duplo estágio. Nesse circuito, o vapor que deixa o evaporador de alta temperatura é enviado ao tanque de flash/resfriador intermediário, de onde é aspirado pelo compressor do estágio de alta pressão. Neste caso, a pressão intermediária não pode ser livremente fixada, uma vez que o seu valor está associado à aplicação de alta temperatura, resultando de um compromisso entre as capacidades dos compressores dos estágios de alta e de baixa pressão. 
Figura 7. Um sistema de compressão com duplo estágio e dois níveis de temperatura de refrigeração
Exemplo resolvido 2.
Um entreposto de alimentos opera com uma instalação frigorífica de R-22 que serve uma câmara de congelados de 300 kW de capacidade frigorífica, cujo evaporador opera a uma temperatura de evaporação de -28°C, e uma câmara de verduras de 220 kW de capacidade dotada de um evaporador que opera à temperatura de evaporação de -2°C. A temperatura de condensação do ciclo é de 30°C. Quais devem ser as vazões de refrigerante deslocadas em cada compressor?
O diagrama associado ao ciclo é mostrado na Figura 8. Os estados indicados no circuito na Figura estão representados no diagrama p-h. As entalpias associadas àqueles estados podem ser obtidas nas Tabelas das Propriedades do Refrigerante R-22 saturado e superaquecido e no Diagrama do Refrigerante R-22, resultando iguais a:
h1 = 394 kJ/kg
h2 = 417 kJ/kg
h3 = h7
h7 = 404,6 kJ/kg
h5 = h6
h6 = 236,7 kJ/kg
h8 = 197,7 kJ/kg
Figura 8. Diagrama p-h
Vazões:
Evaporador de alta temperatura:
m7 = = 1310 kg/s
Evaporador de baixa temperatura:
m8 = m1 = = 1528 kg/s
Vazão de vapor que deixa o tanque de flash, resultante de balanços de massa e energia no tanque de flash/ resfriador intermediário
m3 = m8 = + m7
m3 = )*1,528 + 1,310= 3,305 kg/s
A vazão de refrigerante deslocada pelos compressores será igual a:
“booster”, m1 = 1,528 kg/s
estágio de alta pressão m3 = 3,305 kg/s
ESTÁGIO ÚNICO OU ESTÁGIO DUPLO DE COMPRESSÃO?
Como visto, existem algumas vantagens do sistema de duplo estágio de compressão resultantes da remoção do gás de flash e do resfriamento intermediário. O aspecto importante a ser considerado na decisão entre estágio simples ou duplo de compressão é sem dúvida o consumo energético. Na Figura 9 são apresentadas curvas de percentual de redução na potência de compressão resultante da adoção de um sistema de duplo estágio para a compressão ideal de amônia e R-22. Verifica-se que para temperaturas de evaporação suficientemente baixas, a redução se torna significativa. Assim, sob ponto de vista daslimitações do equipamento e da conservação de energia, a compressão com duplo estágio é interessante para temperaturas de evaporação inferiores a -20°C.
Figura 9. Redução Percentual de potência de compressão de sistemas de duplo estágio em relação a sistemas de um único estágio de compressão ideal. A temperatura de condensação admitida é de 35°C
SISTEMAS EM CASCATA
Nos sistemas em que o mesmo refrigerante passa pelos estágios de baixa e alta pressão, valores extremos de pressão e volume específico podem causar alguns problemas. De fato quando a temperatura de evaporação é muito baixa, o volume específico do vapor de refrigerante na aspiração do compressor é elevado, o que implica num compressor de capacidade volumétrica elevada. Com relação a pressão, pode-se afirmar que valores reduzidos, abaixo da pressão atmosférica, podem promover a admissão de ar e umidade através de aberturas na tubulação do refrigerante. Por outro lado, se um refrigerante for escolhido de tal modo que a pressão de evaporação seja superior à atmosférica, a pressão de descarga pode assumir valores elevados a ponto de exigirem vasos e tubulação de paredes reforçadas. A solução para esses problemas pode ser um sistema em cascata como aquele ilustrado na Figura 10. Nesse sistema, utilizam-se refrigerantes diferentes nos circuitos de alta e de baixa pressão, constituindo dois sistemas frigoríficos independentes. A interface entre os sistemas é u trocador de calor que opera como condensador para o circuito de baixa e como evaporador para o de alta pressão.
Figura 10. Sistema em cascata
Um exemplo de sistema em cascata seria aquele que operasse com R-12 ou R-22 no circuito de alta e R-13 no de baixa pressão. Na Tabela 1 são apresentadas algumas propriedades termodinâmicas do R-12 e do R-13. Dessa Tabela pode-se concluir que em um sistema que operasse a uma temperatura de evaporação de -70°C, a utilização do R-12 implicaria numa pressão de evaporação inferior à atmosférica. Por outro lado, a utilização de um sistema em cascata com R-13 no circuito de baixa pressão, permitiria uma operação a pressão de evaporação superior à atmosférica.
Tabela 1. Pressão de saturação e volume específico do vapo saturado para R-12.
Da Tabela pode se concluir que a capacidade volumétrica do compressor de R-13, operando a -70°C deveria ser 1/14 daquela do compressor de R-12. Por outro lado, as pressões de saturação a 25°C ilustram outro efeito anteriormente comentado, sob uma condição de parada, quando o sistema atingisse uma temperatura próxima do ambiente (25°C) a pressão no circuito de R-13 atingiria valores na ordem de 3500 a 4000 kPa, elevadas para as espessuras de paredes de tubos e vasos geralmente adotadas. Afim de contornar esse problema, o sistema de baixa temperatura deve ser dotado de um tanque de um tanque de expansão como ilustrado na Figura, afim de proporcionar um volume elevado de modo que o refrigerante possa ser armazenado no estado vapor à pressão máxima especificada do projeto. 
CONCLUSÃO
Os conceitos de sistema de múltiplos estágios de pressão são imprenscíveis para a correta seleção de equipamentos e tubulação, além do projeto de vasos, controle e operação de sistemas
REFERÊNCIAS
STOECKER, W.F.; JABARDO. J. M. S. Refrigeração Industrial: 2ªedição. São Paulo: Editora Edgard Blucher Ltda, 2002.