ciclo real x ideal

Prévia do material em texto

Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
1
Capítulo 3 - Ciclo Real de Refrigeração 
 
 
 O ciclo real de refrigeração difere do ciclo padrão devido, principalmente, à presença de 
irreversibilidades que ocorrem em vários componentes. Duas formas comuns de 
irreversibilidades são: atrito no escoamento do refrigerante (perda de pressão) e transferência de 
calor entre o refrigerante e os seus ambientes, em todos os componentes. 
O processo de compressão real difere substancialmente da compressão isoentrópica 
assumida no início. O fluido de trabalho não é uma substância pura, mas sim uma mistura entre 
refrigerante e óleo. Cada irreversibilidade no sistema requer trabalho adicional no compressor, 
diminuindo a eficiência do ciclo. 
Na Figura 3.1 é mostrada uma representação do ciclo real de refrigeração, com algumas 
dessas irreversibilidades, em um diagrama pxh em comparação ao ciclo padrão para as mesmas 
condições de operação. 
 
 
 
Figura 3.1. Representação do ciclo real de refrigeração em relação ao ciclo padrão. 
 
 
 
 
 
Figura 3.2. Irreversibilidades presentes em um ciclo de refrigeração real. 
 
 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
2
 Os ciclos analisados até agora são internamente reversíveis. Os ciclos atuais apresentam 
várias irreversibilidades, tais como: 
i. Perda de pressão no evaporador, condensador e LSHX; 
ii. Perda de pressão através das válvulas de sucção e descarga do compressor; 
iii. Transferência de calor no compressor (processo não adiabático); 
iv. Perda de pressão e transferência de calor nas tubulações. 
 
 Na Fig. 3.2 são mostradas essas irreversibilidades em um diagrama pxh, conforme 
descritas na Tab. 3.1. 
 
Tabela 3.1. Irreversibilidades internas presentes em um ciclo de refrigeração real. 
 
Processos Estados 
Perda de pressão do evaporador 4-1d 
Superaquecimento do vapor no evaporador 1d-1c 
Superaquecimento inútil na linha de sucção 1c-1b 
Perda de pressão na linha de sucção 1b-1a 
Perda de pressão na válvula de sucção 1a-1 
Compressão não-isoentrópica 1-2 
Perda de pressão na válvula de descarga 2-2a 
Perda de pressão na tubulação de descarga 2a-2b 
Desuperaquecimento do vapor na tubulação de descarga 2b-2c 
Perda de pressão no condensador 2c-3 
Subresfriamento do refrigerante na saída do condensador 3-3a 
Ganho de calor na linha de líquido 3a-3b 
 
 
3.1. Transferência de calor e queda de pressão entre os componentes do ciclo 
 
 Diversos processos acontecem em um ciclo de refrigeração que impactam no seu 
desempenho. A maioria desses processos está relacionada com a transferência de calor e a 
redução da pressão durante o escoamento do refrigerante. Na Fig. 3.3 apresenta-se o diagrama 
pressão vs. entalpia de um sistema real de simples estágio em relação ao ciclo padrão operando 
entre as mesmas duas temperaturas. 
 
 
Figura 3.3. Diagrama pressão vs. entalpia de um sistema real de simples estágio em relação ao 
ciclo padrão operando entre as mesmas duas temperaturas. 
TC =const. 
TE =const. 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
3
 A análise da transferência de calor na tubulação é feita em três etapas, considerando a 
linha de sucção, linha de descarga e linha de líquido na saída do condensador, conforme 
mostrado na Fig. 3.4. 
 
 
Figura 3.4. Localização das linhas de líquido, sucção e de descarga em 
um sistema de refrigeração. 
 
3.1.1. Tubulação de sucção 
 
 Em geral, a temperatura do refrigerante na sucção do compressor é inferior à temperatura 
do meio externo e, consequentemente, se estabelece um fluxo de calor nessa direção. Tanto a 
transferência de calor quanto a perda de pressão nessa linha afeta o desempenho do compressor. 
 O ganho de calor na linha é considerado como um efeito de refrigeração inútil, pois 
acontece fora do ambiente refrigerado. A transferência de calor pode ser minimizada através de 
um adequado isolamento térmico. 
 Ao aumentar a temperatura do refrigerante, o seu volume específico também aumenta e, 
consequentemente, deve aumentar o deslocamento volumétrico do compressor para uma mesma 
capacidade de refrigeração ou, para um mesmo compressor, há uma redução de sua capacidade. 
 Para compressores alternativos, esse superaquecimento aumenta levemente o rendimento 
volumétrico, ηv, aumentando a capacidade de refrigeração. No entanto, o superaquecimento 
deverá ser analisado para cada refrigerante. 
 A queda de pressão na tubulação de sucção é sempre prejudicial. Ao reduzir a pressão, o 
volume específico do refrigerante, v1, aumenta, assim como a razão de compressão, pC/pE, 
aumentando o trabalho necessário. 
 Aumentando o volume específico o efeito de refrigeração volumétrico ( ) 141 vhh − 
diminui, o que implica em uma diminuição da capacidade do compressor. 
 Como o aumento da razão de compressão, o rendimento volumétrico do compressor 
diminui. Ao mesmo tempo, reduzindo a pressão na sucção, a variação entre as entalpias (h2-h1) 
aumenta e como o efeito específico de refrigeração não se altera (h1-h4), o COP diminui. 
 A queda de pressão pode ser reduzida aumentando o diâmetro da tubulação de sucção, 
reduzindo a velocidade de escoamento do refrigerante. No entanto, deve-se considerar uma 
velocidade mínima de escoamento para que haja retorno do óleo de lubrificação ao compressor. 
 
3.1.2. Tubulação de descarga 
 
 A temperatura do refrigerante na tubulação de descarga (na saída do compressor) 
geralmente é superior à temperatura do meio. Nesse caso, a transferência de calor não afeta o 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
4
desempenho do ciclo, apenas diminuindo o desuperaquecimento necessário na entrada do 
condensador. 
 A queda de pressão nessa linha aumenta o trabalho específico de compressão (h2-h1), 
reduzindo o rendimento volumétrico do compressor. 
 
3.1.3. Tubulação de líquido na saída do condensador 
 
 Na região de alta pressão, entre o condensador e o dispositivo de expansão, qualquer 
transferência de calor nessa linha, do refrigerante para o meio, reduz sua temperatura, 
aumentando o subresfriamento e, consequentemente, o efeito de refrigeração específico com o 
aumento do COP. 
 Quando a temperatura do ambiente for maior que a temperatura de condensação, inverte o 
sentido do fluxo de calor. Nessa situação, há uma vaporização parcial do líquido refrigerante com 
a redução do efeito de refrigeração específico. Também há um aumento do volume específico do 
refrigerante, devido a formação de vapor, prejudicando a operação do dispositivo de expansão e 
reduzindo sua capacidade. 
 Com a redução da pressão nessa linha devido ao atrito ou por diferença de alturas, 
também acontece a vaporização parcial do líquido refrigerante com diminuição da capacidade de 
refrigeração e reduzindo a capacidade do dispositivo de expansão. 
 Na região de baixa pressão o efeito não é significativo. Em primeiro lugar, o dispositivo 
de expansão está localizado, geralmente, nas proximidades do evaporador e dentro do espaço 
refrigerado. Nessa situação, a transferência de calor para o dispositivo de expansão ou para a 
tubulação está incluída no efeitode refrigeração. Se houver troca térmica com o meio externo, 
haverá uma redução do efeito de refrigeração específico. 
 Entre o dispositivo de expansão e o evaporador, a queda de pressão não é significativa, 
com exceção para a situação onde é utilizado um distribuidor de líquido. Nesse caso deve-se 
considerar essa queda de pressão, principalmente para o dimensionamento do dispositivo de 
expansão. De qualquer forma, essa queda de pressão não afeta o desempenho do sistema. 
 
 
3.2. Aplicação da 2ª. Lei da Termodinâmica em ciclos de refrigeração 
 
 O conceito de irreversibilidade fornece informações sobre a operação dos ciclos. Por 
exemplo, quanto maior for a irreversibilidade em um ciclo de refrigeração operando com uma 
dada capacidade de refrigeração entre dois níveis fixos de temperatura, maior será a quantidade 
de trabalho necessária para operar o ciclo. As irreversibilidades incluem perdas de pressão nas 
linhas e trocadores de calor, transferência de calor entre fluidos com diferentes temperaturas 
além do atrito mecânico. Reduzindo a irreversibilidade total em um ciclo melhora-se o seu 
desempenho. Na condição limite e ausência de irreversibilidades, o ciclo atingiria sua condição 
ideal de rendimento máximo. 
 A segunda lei da termodinâmica diferencia e quantifica os processos que somente 
ocorrem em uma dada direção (irreversíveis) em relação aos reversíveis. A segunda lei pode ser 
escrita de diversas formas. A que será utilizada aqui é a que utiliza o fluxo de entropia em um 
sistema aberto e a irreversibilidade associada com o processo, conforme a Eq. (3.1). 
 
 
{
{
3
2
1
σ&
4444 34444 21
&&
&
+−+= ∑∑∑
s
ss
e
ee
j j
jvc smsm
T
Q
dt
dS
 (3.1) 
 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
5
 Os termos assinalados nessa equação representam, conforme a ordem: 
 
1 → Taxa de variação de entropia no volume de controle durante o tempo dt; 
2 → Taxa de transferência de entropia, s, para dentro e/ou para fora do volume de controle, 
respectivamente, que acompanha o fluxo de massa. Nesse termo, jQ& representa a taxa temporal 
de transferência de calor na posição de fronteira, onde a temperatura instantânea é Tj e a razão 
entre esses dois termos também representa uma taxa de transferência de entropia. Nessa equação 
os sub-índices e e s indicam entrada e saída, respectivamente. 
3 → Taxa de produção ou geração de entropia devida a irreversibilidade no interior do volume de 
controle. 
 
 Para um processo operando em regime permanente, com uma entrada e uma saída e 
considerando que o fluxo de calor aconteça com apenas uma temperatura de referência, TR, a Eq. 
(3.1) pode ser simplificada como: 
 
 ( )
R
es T
Q
ssm
&
&& −−=σ (3.2) 
 
3.3. Superaquecimento 
 
 No ciclo padrão, o compressor succiona o refrigerante desde o estado de vapor saturado 
na saída do evaporador. Na prática, o controle deste estado pode não ser suficientemente preciso 
o que implicaria, eventualmente, na entrada de pequenas gotas de líquido no compressor. 
A entrada de líquido no compressor pode dar origem a alguns problemas. Os principais 
são: a diluição do óleo de lubrificação pela presença de refrigerante líquido nas paredes dos 
cilindros em compressores alternativos. Tal diluição acarreta uma significativa redução da 
eficiência de lubrificação do óleo. Outro problema causado pela presença de refrigerante líquido 
nos cilindros está relacionado com a possibilidade de ocorrência de danos nas válvulas, 
resultantes da ação de erosão promovida pelo líquido. 
Nos circuitos onde se utiliza válvula de expansão termostática, o refrigerante na saída do 
evaporador se encontra no estado de vapor superaquecido. O superaquecimento pode acontecer 
também em função da transferência de calor entre o meio e o refrigerante durante seu percurso 
desde a saída do evaporador até a sucção do compressor. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 3.5. Representação do processo de superaquecimento em um diagrama pxh. 
 
P 
h 
1’ 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
6
 Em relação ao desempenho do ciclo, o papel do superaquecimento é importante. Se o 
superaquecimento acontece ainda dentro do meio refrigerado (final do evaporador) tanto o efeito 
de refrigeração, QE, quanto o trabalho mecânico, Wm, aumentam. Se o superaquecimento 
acontecer posteriormente, na tubulação de sucção devido ao efeito da transferência de calor do 
meio externo para o refrigerante, somente o trabalho mecânico aumenta. 
 O superaquecimento aumenta a temperatura final da compressão, necessitando assim uma 
área maior do condensador. Da mesma forma o superaquecimento aumenta o volume específico 
do refrigerante aspirado pelo compressor, reduzindo sua capacidade. Na Fig. 3.5 apresenta-se o 
processo de superaquecimento em um diagrama pxh. 
É interessante observar que as propriedades termodinâmicas dos distintos refrigerantes 
podem influir no efeito do superaquecimento do vapor. Para refrigerantes que apresentam uma 
linha de vapor saturado próximo de uma isoentrópica (caso dos halogenados) o 
superaquecimento é favorável. Para o caso do R-717 (amônia) pode-se observar, por meio de um 
diagrama pxh, que as linhas de entropia constante afastam-se muito da linha de vapor saturado, o 
que implica em uma temperatura de descarga extremamente elevada. 
Quando a absorção de calor acontece ainda dentro do meio refrigerado (final do 
evaporador) o superaquecimento é chamado de útil, alterando o efeito de refrigeração, isto é, QE 
⇒ aumenta e W1´2´ ⇒ aumenta, não alterando significativamente o COP da instalação. 
Quando o aquecimento acontece posteriormente, na linha de retorno, é chamado de inútil 
e só W1´2´ aumenta, diminuindo assim o COP. Daí aparece a necessidade de isolar-se 
adequadamente a linha de retorno do refrigerante ao compressor. Esses efeitos são mostrados na 
Fig. 3.6. 
 
 
 
Figura 3.6. Efeitos do superaquecimento para o aumento do trabalho de compressão e aumento 
do efeito de refrigeração em um diagrama Txs. 
 
Os valores recomendados de superaquecimento para instalações operando com 
refrigerantes halogenados é de 3 °C a 10 °C. Para sistemas de alta temperatura, operando entre 
55 °C no condensador e 7 °C no evaporador, o superaquecimento recomendado é em torno de 
10 °C; para sistemas de média temperatura, operando entre 40 °C/-10 °C é de 6 a 7 °C e para 
sistemas de baixa temperatura, operando entre 40 °C/-35 °C, o superaquecimento recomendado é 
em torno de 3 a 5 °C. 
Uma das formas de obter o superaquecimento é através do uso de uma válvula de 
expansão termostática, conforme descrição esquemática apresentada na Fig. 3.7. A abertura da 
1’ 
Aumento do trabalho 
de compressão 
Aumento do efeito de 
refrigeração 
h 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
7
válvula é controlada pela pressão (temperatura) do refrigerante na saída do evaporador. Dessa 
forma, o grau de superaquecimento é controlado pela pressão da mola existente nessa válvula. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 3.7. Esquema de operação de uma válvula de expansão termostática que controla o 
superaquecimento na saída do evaporador.3.4. Subresfriamento 
 
 No ciclo padrão, assume-se que o refrigerante na saída do condensador esteja no estado 
de líquido saturado, na pressão de saída do compressor. No ciclo real é inevitável que haja 
alguma perda de carga na linha de líquido ou mesmo transferência de calor do meio externo para 
o refrigerante, provocando uma vaporização parcial do líquido, restringindo o escoamento 
através do dispositivo de expansão, prejudicando o desempenho do ciclo. Como também é difícil 
controlar perfeitamente a condição de saída do refrigerante do condensador, estado 3, opta-se 
então por subresfriá-lo. O processo de subresfriamento (3-3’) é mostrado na Fig. 3.8. 
 
 
Figura 3.8. Processo de subresfriamento representado em um diagrama pxh. 
 
 Desta forma, o refrigerante entra no evaporador com uma entalpia menor o que aumenta 
levemente o efeito de refrigeração, QE. Esse ganho é resultado da redução das perdas no 
estrangulamento do dispositivo de expansão, sem custo adicional de trabalho mecânico. Na Fig. 
h 
 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
8
3.9 pode ser vista a representação desse processo em um diagrama Txs. Como pode ser visto, 
sem subresfriamento essas perdas são representadas pela área b-4’-4-c enquanto que com 
subsresfriamento são representadas pela área a-4”-4’-b. Assim, o efeito de refrigeração tem um 
aumento proporcional a (h4-h4’)=(h3-h3’). O aumento do efeito de refrigeração (h3’-h3) depende 
do calor específico do líquido saturado, cp,l. Por exemplo, o R-717 possui o valor cp,l entre os 
refrigerante comumente utilizados, apresentando uma diferença de entalpia maior para o mesmo 
∆T na saída do condensador. 
 
 
Figura 3.9. Efeito do subresfriamento no aumento do efeito de refrigeração. 
 
No entanto, a principal vantagem do subresfriamento reside, conforme referido 
anteriormente, na perda de carga adicional que pode existir na linha de líquido sem que haja a 
mudança de fase do refrigerante, garantindo que entre somente líquido no dispositivo de 
expansão. 
O subresfriamento depende do condensador e da diferença entre a temperatura de 
condensação e a temperatura de entrada do fluido externo, como mostrado na Fig. 3.10. 
 
 
 
Figura 3.10. Efeito da temperatura do fluido no subresfriamento na saída do condensador. 
 
S 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
9
Para o caso de uma vazão infinita, Tw2 = Tw1, aumenta a diferença de temperaturas, mas o 
custo de bombeamento torna-se elevado. O desuperaquecimento e a condensação não acontecem 
em regiões distintas, como mostrado na Fig. 3.x, pois os processos são simultâneos. Com a 
utilização da vazão mínima não ocorre condensação na região de superaquecimento e o ∆T entre 
o refrigerante e o fluido de resfriamento é pequena. Isso conduz a um aumento da área de troca 
térmica e ao aumento do custo. Na prática, utiliza-se uma diferença de temperatura (Tw2 - Tw1) 
entre 5 e 10 K e uma diferença entre (Tc – Tw2) entre 2 a 3 K, chamada de aproximação ou 
approach. Assim, a temperatura do fluido externo é suficientemente baixa para promover o 
subresfriamento. 
O subresfriamento é obtido na prática através do super dimensionamento do condensador, 
no posicionamento adequado das entradas e saídas do refrigerante e o fluido de troca térmica ou 
através de um trocador de calor adicional (sub-resfriador) colocado na saída do condensador, 
com fluido de resfriamento independente ou mesmo com a água de condensação antes de ir ao 
condensador. Quando o subresfriamento se dá a custa de uma fonte de calor externa: 
 
 4343 e ′== hhhh ' (3.3) 
e 
 4433 ′′ −=− hhhh (3.4) 
 
então 
 
12
41
12
41
hh
hh
hh
hhCOP
−
−
>
−
−
=
′
 (3.5) 
 
ou seja, há um aumento do efeito de refrigeração sem que haja alteração do trabalho mecânico de 
compressão. É benéfico para qualquer refrigerante e conveniente (devido às variações 
climáticas). 
 As propriedades do líquido subresfriado (ou comprimido) geralmente não são fornecidas 
nas tabelas de propriedades termodinâmicas. Nesse caso, calcula-se a entalpia do líquido 
comprimido como mostrado na Eq. 3.6. 
 
 ( )lcll ppvhh 33 −+= (3.6) 
 
onde hl é a entalpia do líquido saturado na saída do condensador, vl é o volume específico do 
líquido saturado na mesma condição, Pc a pressão de condensação e P3,l a pressão de saturação 
na temperatura do refrigerante subresfriado. Como a diferença entre as pressões é muito pequena, 
para os refrigerantes que trabalham afastados do ponto crítico, utiliza-se diretamente a Eq. 3.7. 
 
 l,hh 33 = (3.7) 
 
ou seja, a entalpia do refrigerante subresfriado é igual à entalpia do refrigerante saturado, na 
temperatura de subresfriamento. 
 
 
3.5. Trocador de calor LSHX 
 
 
Na Fig. 3.11 são mostrados esses dois processos, subresfriamento e superaquecimento, 
em um diagrama pxh sobrepostos ao ciclo padrão. 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
10
 
 
Figura 3.11. Representação do processo de superaquecimento (1’-2’) e o de subresfriamento 
(3’-4’) em relação ao ciclo padrão. 
 
 Em instalações pequenas, é usual encontrar-se uma solução bastante interessante para 
conseguir, simultaneamente, tanto o superaquecimento quanto o resfriamento. Essa solução está 
representada na Fig. 3.12 e consiste em colocar um trocador de calor (geralmente chamado 
LSHX – line suction heat exchanger) unindo termicamente a linha de líquido e a linha de 
retorno. 
 
Figura 3.12. Trocador de calor colocado entre a linha de líquido e a linha de retorno, promovendo 
simultaneamente o superaquecimento e o subresfriamento do refrigerante. 
 
 Uma solução ainda mais simples e barata é substituir o trocador de calor pelo contato 
entre as duas tubulações, formando um trocador de calor tipo contra-corrente. 
 Como observação final é importante lembrar que a instalação de um trocador de calor, 
como o representado na Fig. 3.12, não apresenta necessariamente um ganho no desempenho do 
ciclo. Cada refrigerante apresenta comportamento distinto em relação ao superaquecimento e ao 
subresfriamento que necessita ser analisado cuidadosamente†. 
 
†
 Para maiores informações ler: Domanski, P.A., Theoretical evaluation of the vapor compression cycle with a 
liquid-sine/suction-line heat exchanger, economizer, and ejector. NISTI 5606. National Institute of Standards and 
Technology, 1995, 31p. 
 
1’ 
2’ 
3’ 
4’ 1 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
11
 A modificação imposta ao ciclo pela presença desse trocadorpode ser vista na Fig. 3.13 
(a e b). 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 3.13. Modificação do ciclo padrão pela introdução do trocador de calor na linha de 
líquido-sucção do compressor representada em um (a) diagrama Txs e (b) diagrama pxh. 
 
 Assumindo-se que não haja transferência de calor entre o meio e o trocador de calor e 
desprezando-se variações de energia cinética e potencial através do mesmo, o calor transferido 
entre o refrigerante líquido e o vapor no trocador de calor (LSHX) é dado pela Eq. 3.8: 
 
 ( ) ( )1133 hhmhhmQLSHX −=−= ′′ &&& (3.8) 
 
resultando em: 
 
 ( ) ( )1133 hhhh −′=− ′ (3.9) 
 
 
 Tomando-se valores médios dos calores específicos para o vapor e o líquido, a Eq. 3.10 
pode ser escrita como: 
 
 ( ) ( )11,33, TTcTTc vplp −=− ′′ (3.10) 
 
 Como o calor específico do líquido (cp,l) é maior que o do vapor (cp,v), isto é: cp,l> cp,v, 
pode-se escrever que: 
 
 ( ) ( )1133 TTTT −′<− ′ (3.11) 
 
 
 Isso significa que o grau de subresfriamento (T3-T3’) será sempre menor que o grau de 
superaquecimento (T1’- T1). Assumindo que a efetividade do LSHX, εLSHX, é definida como a 
relação entre a taxa de transferência de calor real no LSHX e a máxima taxa possível de 
transferência de calor, tem-se que: 
 
 
 
 
 
1’ 
2’ 
4’ 
3’ 
1 
3’ 
4’ 1 1’ 
2’ 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
12
 
( )
( )
( )
( )13
11
13,
11,
TT
TT
TTcm
TTcm
Q
Q
vp
vp
máx
real
LSHX
−
−
′
=
−
−
′
==
&
&
&
&
ε (3.12) 
 
 A taxa de transferência de calor máxima é igual a ( )13, ( TTcmQ vpmáx −= && porque o 
vapor possui uma capacidade térmica menor e somente ele pode atingir a máxima diferença de 
temperatura possível, que é (T3-T1). Para um trocador de calor perfeito com 100% de efetividade 
(εLSHX = 1) e a partir das discussões anteriores, a temperatura do refrigerante (vapor) na saída do 
trocador seria igual à temperatura de condensação, TC, isto é: (T1` = T3 = TC). 
 
 
3.6. Tanque separador ou reservatório de baixa pressão 
 
 Em algumas instalações é possível utilizar um tanque separador, também chamado de 
reservatório de baixa pressão, conforme pode ser visto na Fig. 3.14. 
O reservatório de baixa pressão nada mais é que um vaso colocado na linha de sucção do 
compressor. Sua função é separar as fases vapor/líquido na saída do evaporador. Conforme 
representado nessa figura, a linha de líquido do condensador passa através do fundo do tanque 
onde o refrigerante líquido é depositado. O calor da linha de líquido promove a vaporização do 
líquido ao mesmo tempo que o subresfria. O vapor existente na parte superior do tanque é 
aspirado pelo compressor com algum superaquecimento devido à mesma linha de líquido que 
entra pela parte superior do tanque, evitando a entrada de líquido no compressor. 
 O dimensionamento desse tanque é importante para garantir o retorno de óleo para o 
compressor. 
 
 
Figura 3.14. Esquema de um reservatório de baixa pressão. 
 
 
3.7. O sistema completo de refrigeração 
 
 Além dos componentes básicos citados anteriormente, um sistema de refrigeração é 
composto de vários outros acessórios para garantir a segurança e uma operação adequada. Isso 
inclui: controles do compressor e dispositivos de segurança, tais como protetor de sobre-carga, 
pressostatos de alta e baixa pressão, separadores de óelo, controles de temperatura e fluxo, filtros, 
secadores, válvulas, visor de líquido, etc. Os sistemas de refrigeração modernos possuem 
também controles automáticos que permitem uma supervisão completa da planta. 
 Na Fig. 3.15 apresenta-se um esquema de um sistema de refrigeração com alguns desses 
acessórios. 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
13
 
 
Figura 3.15. Esquema de um sistema de refrigeração com alguns acessórios para controle. 
 
 
3.8. Exercícios 
 
Ex 3.1 Um sistema de refrigeração por compressão de vapor, resfriado a ar, de simples estágio, 
utilizando o refrigerante R-22, opera em regime permanente. Uma representação esquemática 
deste ciclo é mostrada abaixo. Perda de pressão e ganhos de calor acontecem em todos os 
dispositivos e tubulações, conforme indicado. Os dados de desempenho do ciclo são: 
Temperatura do ar ambiente: t0 = 30 °C 
Temperatura do espaço refrigerado: tR = -10 °C 
Capacidade de refrigeração (ou carga térmica): 7 kW 
Potência de entrada do compressor: 2,5 kW 
 
 
 
Calcule as taxas de transferência de energia para o refrigerante em cada componente do sistema e 
determine as irreversibilidades através da 2ª. Lei em cada componente. Mostre que a taxa de 
irreversibilidade total multiplicada pela temperatura ambiente absoluta é igual à diferença entre a 
potência fornecida em um ciclo ideal de Carnot e a potência real do compressor. 
Para esse processo, os valores medidos em cada estado não apresentados na tabela a seguir. 
 
Refrigeração Capítulo 3 Pág. 
 
 
14
 
 
 
Ex 3.2 Considere um sistema de refrigeração de um estágio de compressão operando em um 
ciclo padrão, utilizando R-717 como refrigerante. O sistema opera entre as temperaturas de 34 °C 
no condensador e de -20 °C no evaporador. Considerando uma capacidade de refrigeração de 
100 TR, determine o COP do ciclo, a vazão mássica, o deslocamento volumétrico do compressor 
e a temperatura na descarga. 
 
Ex 3.3 Utilizando os mesmos dados do exercício 3.2, recalcule considerando um subresfriamento 
de 5 K e um superaquecimento de 5 K. 
 
Ex 3.4 Refaça os exercícios 3.2 e 3.3 utilizando como refrigerante o R-134a. Compare os 
resultados e analise o efeito das propriedades dos refrigerantes no aumento ou diminuição do 
COP.