CAP _3_-_Ciclos

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Capítulo 3 – Ciclos e Sistemas de Refrigeração 
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36 
CAPÍTULO 3. Ciclos e Sistemas de Refrigeração 
 
 Este capítulo apresenta a termodinâmica dos ciclos e sistemas de refrigeração. 
 
1. CICLO DE CARNOT 
 O ciclo de Carnot permite a análise termodinâmica de sistemas de refrigeração, em 
que os processos, mostrados no plano Ts da Figura 22b, são reversíveis, e consistem de: 
� Processo 1-2: compressão de vapor úmido; 
� Processo 2-3: condensação de vapor saturado para líquido saturado; 
� Processo 3-4: expansão de líquido saturado para líquido mais vapor; 
� Processo 4-1: evaporação de líquido mais vapor para vapor úmido. 
 
 
 Figura 22a.Fluxograma do ciclo. Figura 22b. Representação no plano Ts 
 
 Os agentes energéticos do ciclo reversível de Carnot são determinados como: 
� No processo de evaporação (EVP): 
 (((( ))))esEVPEVP SSTQ &&& −−−−==== (31) 
� No processo de condensação (CD): 
 (((( ))))seCDCD SSTQ &&& −−−−==== (32) 
O balanço global de energia do ciclo é 
 EVPCDTCP.líq QQWWW &&&&& −−−−====−−−−==== (33) 
 Define-se o coeficiente de desempenho (performance) do ciclo como 
 
(((( ))))
(((( )))) (((( )))) EVPCD
EVP
esEVPseCD
esEVP
EVPCD
EVP
.líq
EVP
TT
T
SSTSST
SST
QQ
Q
W
Q
COP
−−−−
====
−−−−−−−−−−−−
−−−−
====
−−−−
====≡≡≡≡
&&&&
&&
&&
&
&
&
 (34) 
 As características do ciclo de Carnot são: 
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� Seu desempenho, equação (34), independe do fluido refrigerante; 
� Deve se desenvolver na região LV, portanto o COP é limitado; 
� Já que os processos não são reversíveis, o COP real é menor; 
� A compressão na região LV traz problemas para o compressor; 
� A expansão é feita numa turbina, portanto é isentrópica (Q = ∆S = 0), mas o 
trabalho TW& não tem utilidade. 
 
2. MÁQUINA DE COMPRESSÃO DE VAPOR 
 Surgiu como uma resposta à inviabilidade de adotar o ciclo de Carnot na prática. 
Aqui também os seus processos, ilustrados no plano Ts e mostrados nas Figuras 23a e 
23b, são assumidos reversíveis e consistem de: 
� Processo 1-2: compressão, de vapor saturado para vapor superaquecido; 
� Processo 2-3: resfriamento e condensação, de vapor para líquido saturado; 
� Processo 3-4: expansão, de líquido saturado para líquido mais vapor; 
� Processo 4-1: evaporação, de líquido mais vapor para vapor saturado. 
 
 
 Figura 23a. Fluxograma do ciclo. Figura 23b. Representação no plano Ts 
 
 As principais características do ciclo de compressão de vapor são: 
� Seu desempenho depende do fluido refrigerante; 
� Alcança além da região LV, portanto o COP é maior do que no ciclo de Carnot; 
� Já que os processos reais não são reversíveis, o COP real é menor; 
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� A compressão na região V não traz problemas para o compressor; 
� A expansão não é feita numa turbina, portanto não é isentrópica, mas apenas 
adiabática (Q = 0), e não é produzido o trabalho inútil TW& . 
 
2.1. Ciclo por Compressão de Vapor no Diagrama ph 
 O diagrama ph é normalmente utilizado na análise energética do ciclo de 
compressão de vapor. Cada refrigerante em particular tem seu diagrama ph. 
 Na análise do ciclo de compressão de vapor, em princípio, os processos são 
considerados reversíveis. Na figura abaixo se tem a sua representação no plano ph. 
 
 
 Figura 24a. Fluxograma do ciclo. Figura 24b. Representação no plano ph 
 
 O uso do diagrama ph nas análises tem como vantagens: 
� Destacar que o ciclo tem dois níveis de pressão: alta (p2) e baixa (p1); 
� Destacar a expansão adiabática na válvula de expansão (VE), no trecho 3-4. 
 A análise energética do ciclo é dada por balanços de entalpia em cada subunidade, 
desprezando os efeitos cinéticos e gravitacionais, em regime permanente, como: 
� No processo de evaporação (EVP): 
 (((( ))))41 hhmQ .refrEVP −−−−==== && (35) 
� No processo de condensação (CD): 
 (((( ))))32 hhmQ .refrCD −−−−==== && (36) 
� No processo de compressão: 
 (((( ))))12 hhmW .refrCP −−−−==== && (37) 
 E o coeficiente de desempenho do ciclo é dado como 
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(((( ))))
(((( ))))
(((( ))))
(((( ))))12
41
12
41
hh
hh
hhm
hhm
W
Q
COP
.refr
.refr
CP
EVP
−−−−
−−−−
====
−−−−
−−−−
====≡≡≡≡
&
&
&
&
 (38) 
Os valores usuais do COP dos ciclos de compressão variam entre 3,5 e 6,0. 
 Nas equações acima, .refrm& , [kg/s] ou [kg/h] é a vazão do refrigerante; e 41 h...,,h , 
[kJ/kg], [kcal/kg] ou [Btu/lb] são as suas entalpias nos vários pontos do ciclo. 
 
2.2 . Ciclo por Compressão de Vapor Real 
 Todos os processos são irreversíveis, produzindo as distorções da Figura 25a. 
 
 
 Figura 25a. Representação do ciclo real no plano ph. Figura 25b. Fluxograma da montagem 
 
 As distorções são devidas às irreversibilidades do escoamento (perdas de carga e 
de calor, etc.). Na figura acima, p0 é outro símbolo da pressão de evaporação (p1). Mostra-
se também outra representação da válvula de expansão (VE). As distorções são: 
� Na compressão 1’-2’: não é isentrópica (é politrópica) e inicia com o vapor dotado 
de pequeno superaquecimento (∆TSUPQ. = 1,5 C a 3 C) para proteger o 
compressor contra algum líquido que se forme na linha de sucção. O fluxograma 
da direita, na figura acima, mostra como conseguir o superaquecimento com um 
TCI – trocador de calor intermediário; 
� Na condensação 2’-3’: o processo é distorcido pelas perdas de carga no CD; 
� Na expansão 3’-4’: ainda é adiabática, mas inicia-se com o líquido dotado de 
pequeno subresfriamento (∆TSUBR. = 3 C a 6 C), em conseqüência do 
superaquecimento (principalmente se obtido em um TCI); mas serve para 
“alargar” a variação de entalpia no EVP (e portanto o efeito frigorífico do ciclo); 
� Na evaporação 4-1: o processo é distorcido pelas perdas de carga no EVP. 
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2.3. Arranjos para Ciclos de Compressão para Grandes Capacidades 
 São utilizados em refrigeração industrial e raramente em ar condicionado. 
Ciclo com dois Compressores, uma TEVP e Remoção do Vapor Flash 
 Sua montagem e representação são mostradas abaixo. Permite a entrada de 
quase 100% de líquido no EVP, conseguido com o tanque flash mostrado. A válvula de 
bóia tem a função de manter constante o nível de líquido no tanque flash. Exige dois 
compressores com a mesma pressão de descarga (Exemplo 1). 
 
 
 Figura 26a. Fluxograma da montagem. Figura 26b. Diagrama do ciclo no plano ph 
 
Ciclo com dois Compressores, duas TEVP e Remoção do Vapor Flash 
 A figura abaixo mostra a montagem e o ciclo, que contém elementos da montagem 
anterior. Também permite elevar a quantidade de refrigerante liquefeito no EVP de baixa. 
É próprio para uso em refrigeração industrial quando se desejam duas evpT diferentes. 
Utiliza dois compressores que não precisam ter a mesma pressão de descarga. 
 
 
 Figura 27a. Fluxograma da montagem. Figura 27b. Diagrama do ciclo no plano ph 
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2.4. Diagramas ph dos Refrigerantes Mais Usados 
 Os refrigerantes se classificam em (Andrade et al., 1999): hidrocarbonetos 
halogenados, misturas azeotrópicas, hidrocarbonetos de cadeia linear, componentes 
inorgânicos e misturas não-azeotrópicas. A seguir se apresentam os principais. 
 
Refrigerante R-22 (FREON, DUPONT; ou FRIGEN, HOESCHT) 
 É um refrigerante sintético HCFC, antigo e ainda em uso, mas com a data limite de 
2010 para sair de uso, de acordocom o Protocolo de Montreal de 1987. Nos países 
industrializados não é mais usado. Ataca a camada de ozônio e provoca efeito estufa, se 
bem que pouco. Tem uso restrito ao setor industrial. Seu diagrama ph está na Figura 28. 
 
Refrigerante R-134a (SUVA, DUPONT) 
 Substitui o R-12. É um refrigerante HFC sintético chamado de “gás ecológico”. Não 
ataca a camada de ozônio – porque não tem cloro na molécula, mas produz quase tanto 
efeito estufa quanto o CO2. É usado em geladeiras, bebedouros, ar condicionado de 
automóveis, e em chillers de grande capacidade com compressor tipo turbina (Figura 29). 
 
Refrigerante R-717 (amônia, NH3) 
 É um refrigerante natural, também antigo. É “ecologicamente correto”, porque o 
nitrogênio faz parte de todos os seres vivos. É pouco tóxico. Não ataca a camada de 
ozônio, nem provoca efeito estufa. Exige mais trabalho de compressão que os demais. 
Tem uso restrito à refrigeração industrial de grande capacidade, principalmente na 
indústria alimentícia, devido ao forte odor de natureza uréica. A Figura 30 mostra o 
diagrama ph da amônia. 
 
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Figura 28. Refrigerante R-22 (Freon) 
 
 
Figura 29. Refrigerante R-134a (Suva, DUPON; ou Forane, ELF ATOCHEM) 
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Figura 30. Refrigerante R-717 (amônia) 
 
Refrigerante R-744 (gás carbônico, CO2) 
 Não ataca a camada de ozônio e tem baixo efeito estufa (é a referência 1 para os 
demais gases de efeito estufa), mas leva o ciclo a operar acima do seu baixo ponto crítico 
(PC), como o mostra a Figura 31. Ali, se observa que a rejeição de calor ocorre sem 
condensação acima do ponto crítico (KP) sob temperaturas decrescentes, mantendo a 
pressão constante. 
 No estado-da-arte, montagens com R-744 usam um trocador de calor intermediário 
(TCI), como o mostrado na Figura 25b, da página 38, daí porque na figura abaixo se têm 
os pontos seqüenciais 3-4 e 7-1: o TCI transfere calor da região de alta pressão para a 
região de baixa pressão, disso resultando elevação do COP. 
 Apesar do CO2 ter sido intensivamente usado em refrigeração de navios desde a 
segunda metade do séc. XIX até os anos de 1950, seu uso voltou na década de 1980 por 
iniciativa do instituto norueguês SINTEF, ligado à Universidade Técnica da Noruega 
(NTH), para uso veicular e em bombas de calor de uso residencial (Fischer e Labinov, 
2000). As pesquisas para uso veicular do R-744 têm se centrado, principalmente, no 
desenvolvimento de compressores que lidem com as rápidas quedas de capacidade de 
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refrigeração que este refrigerante sofre se a rotação do compressor diminuir; e isso 
acontece com o R-744 mais rapidamente do que com os refrigerantes (CFCs). 
 A coluna Cheiro de novo, do caderno Veículos, do jornal A Crítica (09/2003), 
noticiou que o fabricante alemão de condicionadores de ar para carros BEHR está 
testando CO2 como fluido refrigerante. As vantagens aludidas deste refrigerante sobre o 
R-134a é que, enquanto este último consome 0,62 litro/100 km de combustível, o CO2 
consome 0,47 litro/100 km. 
 
 
Figura 31. Diagrama de um ciclo ideal com R-744 (CO2) no plano ph 
 
 Na figura abaixo se tem um diagrama ph completo do refrigerante R-744. 
 
 
Figura 32. Refrigerante R-744 (CO2) 
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Refrigerante H2O (água) 
 Não é usado em refrigeração com compressores alternativos, porque há risco de 
ocorrerem choques, se o refrigerante sofrer condensações na linha de sucção do 
compressor, e porque a água pode se emulsionar com os lubrificantes usuais de 
compressores, portanto exige lubrificantes especiais, o que é dispendioso. 
 O uso comum da água como refrigerante se dá em sistemas de absorção brometo 
de lítio-água (LiBr-H2O) e no sistema de refrigeração por ejeção de vapor. Atua também 
como solvente nos sistemas de absorção água-amônia (H2O-NH3), e é o agente ativo nos 
sistemas de adsorção com sílica gel ou com zeólitos. Nas aplicações como refrigerante, 
Só pode ser usado em ar refrigerado, pois congela abaixo de TEVP = 0 C (ou acima disto, a 
pressões inferiores à atmosférica). Na Figura 33 se tem o diagrama ph da água. 
 
 
 
Figura 33. Refrigerante H2O (água) 
 
 
 
 
 
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3. SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO POR ABSORÇÃO 
 Têm como característica marcante não precisarem de compressor. O aumento de 
pressão do ciclo é obtido pela pressurização por uma bomba de uma solução binária 
líquida (par solução), onde um dos componentes, na fase vapor, é absorvido pelo outro, 
que está na fase líquida. Em geral, um dos componentes é sempre a água. Esta 
estratégia de elevação da pressão resulta em menor trabalho de compressão, daí porque 
os sistemas de absorção exigem muito pouca energia elétrica para operar. 
 Após a elevação da pressão do par solução, é necessário separá-los de novo para 
que este processo se repita (processo de dessorção), tal que a seqüência cíclica 
absorção-pressurização-dessorção-absorção configura o equivalente à compressão do 
vapor nos ciclos convencionais. Os equipamentos, ou subunidades, que perfazem esta 
seqüência configuram o “compressor termodinâmico” dos ciclos de absorção. É o par em 
solução que nomeia o sistema. Os dois sistemas de uso comum são dados a seguir. 
 As máquinas de absorção usam qualquer fonte de calor: queima direta de um 
combustível, resíduos de calor de turbinas a gás (gases) e de motores alternativos (gases 
e água de refrigeração). Tais portadores térmicos podem fornecer calor direta ou 
indiretamente, esta, como vapor de baixa a média pressão ou água quente. Suas opções 
só dependem da temperatura que a máquina exige no processo de dessorção. Na figura 
abaixo se tem um arranjo típico de recuperação de calor residual com turbina a gás. 
 
 
Figura 34. Sistema de cogeração com recuperação de calor de TG para geração de água quente e/ou vapor 
 
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 A fotografia abaixo mostra uma montagem típica para obtenção de vapor de 
baixa/média pressão ou água quente pela recuperação de calor dos gases de um motor 
de combustão interna (Diesel), que têm temperatura mais elevada do que a água de 
refrigeração (apesar do mesmo conteúdo energético). 
 
 
Figura 35. Sistema de cogeração com recuperação de calor de motor de combustão interna 
 
 SISTEMA ÁGUA-AMÔNIA (H2O-NH3) 
 É usado principalmente em conservação de alimentos. O refrigerante é a amônia, 
cuja separação da água (dessorção) é obtida no gerador (G). A Figura 36a ilustra o 
sistema de simples efeito. 
 Organicamente, o G consiste de um trocador de calor casca-e-tubo encimado por 
uma torre de destilação de vários estágios (Figura 36b). A solução rica em NH3 sobe do 
absorvedor (ABS), impulsionada e pressurizada (da pressão baixa, baixap à alta, altap ) 
pela bomba de solução (BS), e entra nessa torre. Durante o escoamento descendente, a 
solução rica cruza com vapor de amônia e água, empobrecendo-se do primeiro, portanto 
enriquecendo os vapores ascendentes em NH3 e, ao mesmo tempo, resfriando-os. 
Mesmo assim, esses vapores ao saírem por cima da torre de destilação ainda carregam 
alguma água, cujo teor é reduzido a quase zero no retificador (R), que é um trocador de 
calor simples que opera resfriando um pouco mais os vapores. Uma denominação 
comumente encontrada na literatura para o conjunto do G, COL e CR é deflegmador. 
 Sistemas água-amôniapermitem obter baixas TEVP, com simples efeito (COP ≤ 0,7) 
ou duplo efeito de dessorção (COP ≤ 1,6). Com TEVP ≤ −30 C, típico de conservação de 
alimentos por longos prazos, o portador térmico deve ter temperaturas acima de 130 C. 
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 O resfriamento do ABS por água, mostrado na Figura 15a, é necessário porque a 
absorção do vapor de NH3 – que vem do evaporador (EVP), pela água pobre em NH3 – 
que desce do G, é exotérmica; e disso resulta que, sem dissipação, ocorreria elevação de 
temperatura no ABS, o que reduziria a taxa de absorção. Em sistemas de grande porte, 
esse calor de solubilização é transportado para pré-aquecer o vapor de amônia que sai do 
próprio ABS, após a BS, permitindo elevar o COP da máquina. 
 
 
 Figura 36a. Sistema de absorção NH3-H2O de simples efeito. Figura 36b. Detalhe 
 
 Na figura abaixo se tem como varia o COP (assinalado como a razão Qo/Qh – 
capacidade de refrigeração por calor suprido) das máquinas de absorção com a TEVP 
(assinalada t0), para várias temperaturas do calor suprido (th) e várias temperaturas da 
água de resfriamento de CD e ABS (assinalada tw). Conhecidos estes termos, pode-se 
obter uma estimativa aproximada para o COP de uma máquina por este diagrama. 
 
 
Figura 37. Variação do COP de máquinas de absorção água-amônia 
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49 
 Uma modelagem para pré-dimensionamento de sistemas de simples efeito é dada 
a seguir (Costa, 1982). Os dados iniciais necessários são: 
� Capacidade frigorífica, EVPQ& [kW]; 
� Temperatura de evaporação, EVPT [C]; 
� Pressão de alta, altap [kPa], e de baixa, baixap [kPa]; 
� Temperatura da água de condensação, águaT [C]. 
Referindo-se aos pontos (estações) da Figura 36a, valem as aproximações: 
� Temperatura de condensação 
 C104 ++++≅≅≅≅ águaTT (39) 
� Temperatura de absorção 
 C10++++≅≅≅≅ águaTT7 (40) 
� Temperatura da solução a montante do ABS 
 C10++++≅≅≅≅ 710 TT (41) 
 A temperatura de dessorção, 3T , normalmente alta (> 110 C), é obtida no diagrama 
entalpia-concentração H2O-NH3, mostrado na figura abaixo, como função de altap 
(Exemplo 2). 
 A concentração em massa de amônia é definida como: 
 
OHNH
NH
mm
m
x
23
3
++++
≡≡≡≡ (42) 
 Então, verificam-se para o ciclo, referindo-se às estações da figura anterior: 
 871 xxx ======== , 1093 xxx ======== , ≅≅≅≅============ 6542 xxxx ' 0,995 a 0,998 (43) 
O último conjunto acima significa que se tem amônia com 99,5% a 99,8% de pureza 
(quase-pura) saindo do compressor termodinâmico, em contraste com os 100% quando 
esta é empregada em ciclos de compressão convencionais. As demais concentrações são 
obtidas no diagrama entalpia-concentração H2O-NH3 da Figura 38. 
 Um parâmetro prático que auxilia na definição de valores de concentração para o 
ciclo é a largura de dessorção, que vale 
 ≅≅≅≅−−−−≡≡≡≡ 31 xxλ 0,08 (44) 
 Para as vazões em massa de solução se têm imediatamente: 
 871 mmm &&& ======== , 1093 mmm &&& ======== , 6542 mmmm ' &&&& ============ (45) 
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50 
 Disso, seguem-se os balanços de massas e de energia dos subsistemas, 
generalizados como: 
 ∑∑∑∑∑∑∑∑ ====
saem
i
entram
i mm && (46) 
 ∑∑∑∑∑∑∑∑ ====±±±±
saem
iij
entram
ii hmQhm &
&& (47) 
onde i é a indexação das estações (1, 2, ..., 10); j é a indexação das várias taxas de calor 
do ciclo (“G”, “CD”, etc.); o sinal (±±±±) quer dizer: (+) se a taxa de calor entra, e (−−−−) se a taxa 
de calor sai do subsistema. As entalpias na equação (47) devem ser obtidas no diagrama 
entalpia-concentração H2O-NH3, Figura 38. 
 Uma consideração importante é o uso da válvula redutora de pressão (VRP) a 
montante do ABS: é necessário reduzir a pressão alta do líquido que desce do G, altap , 
para o nível da pressão baixa do vapor que vem do EVP, baixap . Disso resulta que: 
 54 hh ==== (isentálpica) (48) 
 Também, tendo que BS é usualmente pequena, seu consumo de potência ( BSW& ) é 
pequeno. Então, do seu balanço de energia: 
 87 hh ≅≅≅≅ (isentálpica) (49) 
 Deve-se ter que o trecho esquerdo da Figura 36a acima, onde circula amônia 
quase-pura, é em essência igual aos ciclos de compressão. Apesar disso, as entalpias 
não são precisamente as mesmas do diagrama ph da amônia pura, porque no sistema de 
absorção esta não é 100% pura; e a entalpia depende levemente da concentração. 
 Finalmente, o coeficiente de desempenho da máquina de absorção é dado como: 
 
G
EVP
BSG
EVP
Q
Q
WQ
Q
COP
&
&
&&
&
≅≅≅≅
++++
==== (50) 
onde também se considera que BSW& é desprezível. 
 SISTEMA BROMETO DE LÍTIO-ÁGUA (LIBr-H2O) 
 É próprio para ar condicionado, porque o refrigerante é a água, que é absorvida 
pelo sal brometo de lítio. É um sistema mais simples do que o de amônia, principalmente 
na dessorção entre a água e o brometo, que não é volátil e portanto libera a água com 
100% de pureza. 
 Há no mercado chillers de simples efeito (COP ≤ 1,1) e de duplo efeito (COP ≤ 1,8), 
de 30 TR (105 kW, ou 360⋅103 Btu/h) a 2 000 TR (7 023 kW, ou 24⋅106 Btu/h), dos 
fabricantes HITACHI, CARRIER, LG, etc. As Figuras 39 e 40 mostram montagens típicas. 
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 Fonte: Himmelblau (1984) 
 
Figura 38. Diagrama entalpia-concentração para soluções água-amônia (unidades inglesas). 
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Figura 39. Sistema de absorção LiBr-H2O de duplo efeito 
 
 
 
 
Figura 40. Sistema de absorção LiBr-H2O de simples efeito 
 
 
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 Na figura seguinte se tem o comportamento típico da temperatura da fonte quente 
com a temperatura do ambiente refrigerado, em sistemas de simples e duplo efeito. 
Mostra-se também o mesmo para os sistemas água-amônia (AAR). 
 
 
 Fonte: ASHRAE (2000) 
 
Figura 41 Desempenho de sistemas LiBr-H2O e H2O-NH3 (duplo e simples efeito) variando 
com a temperatura de refrigeração 
 
 O pré-dimensionamento dos sistemas brometo-água usa as mesmas equações 
(46) a (50) dos sistemas água-amônia, inclusive a figura daquele sistema. Para as 
propriedades, recorre-se ao diagrama entalpia-concentração LiBr-H2O, mostrado na 
Figura 42 (vide o Exemplo 3), para o que são necessários os valores iniciais: capacidade 
frigorífica, EVPQ& [kW]; temperatura de evaporação, EVPT [C]; temperatura do gerador 
estimada, GT [C] (< 100 C; nos sistemas água-amônia é maior que 110 C, e não é 
estimada); e temperatura da água de condensação, águaT [C], que permite aproximar as 
temperaturas de condensação e absorção por (39) e (40). As pressões de alta, altap , e de 
baixa, baixap , são obtidas da tabelas de vapor d’água saturado, ou pelas expressões (4a) 
e (4b), do Cap. 2, a primeira em função de GT , e a segunda de EVPT . 
 As entalpias do vapor d’água puro não são dadas pelo diagrama entalpia-
concentração LiBr-H2O (Figura 42), mas podem, com menor precisão, ser obtidas do 
diagrama ph da água, Figura 33, formatando-se um ciclo de compressão equivalente 
naquele diagrama, com as propriedades presentes do ciclo brometo-água (p e T). 
 
 
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54 
 
 
 
 
 
 
 
Fonte: Costa (1982) 
 
Figura 42. Diagrama entalpia-concentração para soluções brometo-água (unidades inglesas). 
 
 
 
 
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7. SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO POR EJEÇÃO DE VAPOR 
 Segundo Fischer e Labinov (2000), foram Le Blanc, na França, e Parson, na 
Inglaterra, quem primeiro experimentaram esta idéia, em 1901. É um sistema indicado 
onde haja vapor d’água saturado industrial sobrando. A Figura 43 ilustra este sistema. 
 O vapor motriz, fornecido por um gerador de vapor, perde pressão ao passar pelo 
bocal do ejetor, onde aumenta a sua velocidade e cai a pressão. Isso cria as condições de 
equilíbrio para que a água depositada no tanque abaixo deste se vaporize. Por exemplo, 
se a pressão no tanque cai a 1% da atmosférica consegue-se obter 8 C. Após passar pelo 
bocal, o vapor entra na zona de elevação de pressão (difusor), que faz o papel do 
compressor do ciclo de compressão de vapor convencional, daí a denominação técnica 
de termocompressor para o ejetor de vapor (Figura 44). 
 Termocompressores podem ser de fluxo subsônico em todo o seu comprimento; ou 
subsônico no bocal, sônico (crítico) na garganta e supersônico no ejetor. Regra geral, 
relações entre a pressão de descarga e a pressão de sucção (pd/ps) maiores ou iguais a 
1,8 produzem escoamento crítico na garganta (Croll Reynolds, Inc., 2007). 
 Fischer e Labinov (2000) relatam ainda que pesquisas com ejetores na década de 
1980, efetuadas por C. T. Hsu, na Universidade do Tennessee, nos E. U. A., levaram-no a 
descobrir que o COP dos sistemas por ejeção de vapor é proporcional à temperatura do 
vapor saturado de ejeção. Posteriormente, o pesquisador Khalidy (apud Fischer e 
Labinov, 2000) verificou que mais importante para o COP é a temperatura de 
condensação, mormente em sistemas operando a baixas TEVP. 
 A água residente no tanque sob o ejetor da Figura 43 é uma parte da quantidade 
total que circula no sistema. O seu complemento é a água do vapor motriz. Devido ao uso 
da água como refrigerante, o sistema por ejeção de vapor d’água tem uso restrito a 
temperaturas TEVP > 0 C. 
 O COP do sistema por ejeção de vapor é usualmente baixo, não ultrapassando 
0,75, o que é devido à baixa eficiência do ejetor relativamente aos compressores 
mecânicos. 
 O sistema por ejeção de vapor tem apelo ambiental. Pode-se imaginá-lo usando 
qualquer refrigerante que tenha altas pressões de vaporização em baixas temperaturas, 
que é o caso específico dos HCFCs e HFCs, como o mostra a idealização da Figura 45, 
para o R-134a. 
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56 
 
Figura 43. Fluxograma do sistema por ejeção de vapor d’água 
 
 
 
 
 Sucção 
 
Figura 44. Desenho esquemático de um termocompressor (Croll Reynolds, Inc., 2007) 
 
 O sistema por ejeção de vapor d’água também tem aplicação na melhoria da 
solubilização de gases em água na indústria de alimentos e bebidas. A solubilidade dos 
gases na água aumenta conforme a temperatura cai. A Figura 46 mostra uma montagem 
industrial com ejetores da marca alemã KÖRTING, em que o EVP opera em dois estágios 
e o condensador é do tipo barométrico. 
 Algumas características dos sistemas por ejeção de vapor d’água: 
� Maior o número de estágios no EVP, menor o consumo de vapor motriz; 
� Maior o número de estágios no EVP, mais baixo a TEVP alcançada; 
� Maior a pressão do vapor motriz, maior a sua eficiência de compressão. Os 
ejetores no mercado usam pressões absolutas de vapor motriz entre 0,5 bar a 10 
bar, sendo mais comuns os de 5 bar. 
 Na Figura 47, se apresenta um gráfico que relaciona o consumo de vapor motriz 
( Vmm& ) e o consumo de água de condensação (ou água de resfriamento, ..resfrágm& , conforme 
Vapor 
motriz Mistura 
Garganta 
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57 
a Figura 43) em um condensador barométrico (Figura 47), com a temperatura dessa água 
de condensação (Tresfr.), para o que foi assumido: uma pressão absoluta do vapor motriz 
(pVm) de 5 bar; e que o resfriamento da água gelada e o aquecimento da água de 
condensação são ambos iguais a 10 C. Este gráfico pode auxiliar no pré-
dimensionamento de termocompressores. 
 
 
Figura 45. Idealização de um sistema por ejeção de vapor de fluido volátil e fonte térmica solar 
 
 
 
Figura 46. Unidade de resfriamento de água por ejeção de vapor d’água (Körting Hannover AG., 2007) 
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58 
 
 
Figura 47. Desempenho de termocompressores a vapor d’água (Körting Hannover AG., 2007) 
 
 As análises do sistema por ejeção de vapor podem ser efetuadas partindo-se das 
informações acima, quanto à definição de (Exemplo 4): 
� Pressão do vapor motriz, tipo saturado (e disso a sua temperatura), pVm [bar]; 
� Temperatura da água de resfriamento para condensação, Tresfr. [C]; 
� Temperatura de condensação 
 C5+=
.resfrCD TT (51) 
� Com TCD, se obtém pCD [bar] em uma tabela de vapor saturado (aqui, pCD = pd); 
� As condições de TEVP [C] e pEVP [bar] são dados iniciais de projeto. 
 Disso, e seguindo o roteiro do autor Remi B. Silva (1979), perfazem-se os balanços 
de massa e energia que seguem, referidos às estações (pontos) da Figura 43. 
 No processo de evaporação (EVP), se têm: 
 
423'1
mmmm &&&& +=+ (52) 
 
442233'1'1
hmhmhmhm &&&& +=+ (53) 
Sendo 
4'1
mm && = , logo 
32
mm && = . Na estação 3 a entalpia deve ser arbitrada maior que na 2 
(e.g. 
23
hh ⋅= 2,2 ); e na 4 a entalpia é ( ) LV hxhxh 44444 −+= 1 , onde, para o título, pode-se 
adotar =
4
x 0,95. 
 Na carga térmica se escreve (aqui, EVPQQ && ≡0 ): 
 
33'2'20
hmhmQ &&& =+ (54) 
onde 
3'22
mmm &&& == . 
 Para a condensação (CD), o balanço de energia é escrito assim: 
 1010119988 hmhmhmhm &&&& ++++====++++ (55) 
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59 
em que 18 mm && ==== , 109 mm && ==== e 8h é obtido de uma tabela de vapor para CDpp ====8 e CDT . 
 O formato do pequeno bocal de entrada do termocompressor (trecho 5-6) se 
define, inicialmente, verificando se este é do tipo convergente-divergente, por: 
 
056
ppp >= 0,577 (56) 
onde 
5
0 p,577 é o limite de pressão crítica, mas isso só é efetivo se ≥
5
p 11 bar. Abaixo 
disso pode-se usar um orifício simples. Não há grandes prejuízos em sempre se adotar 
orifício simples como restrição. 
 O termocompressor também admite os balanços de energia: 
 
22
2
.,6
.,6
2
5
5
teór
teór
V
h
V
h +=+ (bocal de entrada reversível) (57) 
 







++++====







++++++++








++++ 7
2
7
74
2
4
46
2
6
6 h
V
mh
V
mh
V
m real,
real,
222
&&& (zona de mistura) (58) 
Nestas equações, 4687 mmmm &&&& ++++====≡≡≡≡ , 56 mm && ==== e Vmhh =5 (vapor saturado motriz). A 
equação (57) assume que a expansão do vapor motriz no bocal de entrada do ejetor é 
reversível, ou isentrópica (
65
ss = ), daí 
.,6 teórh e .,6 teórV . 
 Adotando 05 ≈≈≈≈V a equação (57) resolve para .,6 teórV [m/s]. Obtém-se realV ,6 usando 
um fator que rege a redução do valor teórico para o real, a razão de velocidade, CV: 
 V.teór,real, CVV ⋅⋅⋅⋅==== 66 (59) 
O valor usual de CV é 0,96. 
Igualmente, para obter real,h6 a partir de .teór,h6 , segue-se a seguinte estratégia: 
divide-se a equação (57), escrita para a expansão teórica, por ela mesma, escrita para a 
expansão real; e tendo a eficiência isentrópica definida como 
 
.,65
,65
.
teór
real
is
hh
hh
−
−
≡η (60) 
verifica-se que 2
. Vis C=η . Então, de (60) se obtém realh ,6 . 
 A vazão de vapor motriz, 6m& [kg/s], pode ser estimada pelo gráfico da Figura 47, 
mas também pode ser calculada pela expressão (58). 
 Para o cálculo do trecho do ejetor de saída do termocompressor são assumidas as 
simplificações:(i) Não há ocorrência de onda de choque na garganta (escoamento 
bloquado); (ii) Compressão politrópica no ejetor. Desse modo, se pode escrever a 
equação de Bernoulli para o escoamento compressível: 
 
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60 
 0
7
8
77
2
7
2
8 =










−





⋅





−
+
−






1
1n
n
2
n
1-n
p
p
vp
VV
 (61) 
para o que foi considerado para o vapor d’água, n = 1,135. Esta equação possui três 
incógnitas: 
8
V , 
7
V e 
7
v . Para solução, é recomendada a estratégia: 
� Adotar uma velocidade 
8
V por volta de 40 m/s; 
� Adotar 
1
T (condensação) algo maior que 
13
T (água na saída do CD); 
� Com 
1
T , determinar 
81
pp ≅ de uma tabela de vapor saturado (desprezando a 
perda de carga no CD); 
� Tendo que o vapor na estação 7 é úmido, já que é uma mistura do vapor 
superaquecido pela expansão da estação 6 com o vapor úmido da estação 4, o 
volume específico dessa estação 7 é 
 ( ) LV vxvxv 77777 −+= 1 (62) 
para o que se deve adotar para 
7
x um valor maior do que =
4
x 0,95; e 
� Com (62), resolver (61) para 
7
V . 
 Na figura abaixo são dadas pré-dimensões básicas do termocompressor. Tais 
dimensões são apenas indicativas, desde que os fabricantes as fornecem, sob consulta, 
com mais precisão. Com estas dimensões e 7m& pode-se achar o diâmetro da garganta: 
 
7
77
7
V
mv
D
π
&
2==== (63) 
 Se pode obter o diâmetro do trecho difusor, 8D , do mesmo modo, dados 8V e 8v , 
obtido de uma tabela de vapor para CDpp ====8 e CDT . 
 
 
Figura 48. Dimensões gerais de um termocompressor 
 
 
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61 
10. EXERCÍCIOS 
1. Um ciclo de refrigeração por compressão de vapor opera com uma temperatura de 
evaporação de −10 C e uma temperatura de condensação de 35 C. Esboce o ciclo teórico 
reversível no diagrama ph do R-22, R-134a e NH3. Obtenha as respectivas temperaturas 
de descarga do compressor do ciclo. 
Respostas: 
 
2. Uma máquina frigorífica usada para refrigeração de ar ambiente a 8 C e rejeição de 
calor a 35 C, utiliza o refrigerante R-134a e atende a uma carga térmica de 12 000 Btu/h. 
Esboce o ciclo teórico reversível no plano ph, determine a temperatura de descarga do 
compressor; e estime a vazão de refrigerante, a potência de compressão e o COP. 
Respostas: ====.descT C, ====.refrm& kg/s. 
 
3. Uma máquina de refrigeração de 100 TR opera entre as temperaturas de 8 C e 35 C. 
Assumindo que essa máquina obedece a um ciclo de compressão de vapor teórico 
reversível, determine: 
A) Esboce o ciclo nos diagramas ph dos refrigerantes R-22, NH3, R-134 A, H2O e CO2; 
B) Determine a temperatura de descarga do compressor para cada um destes 
refrigerantes; 
Respostas: ====22R.descT C; ====3NH.descT C; ====AR.descT 134 C; ====OH.descT 2 C; e ====2CO.descT C; 
C) Determine a potência de compressão para cada um destes refrigerantes; 
Respostas: ====22R.CPW
& kW; ====
3NH.CP
W& kW; ====AR.CPW 134
& kW; ====OH.CPW 2
& kW; e ====
2CO.CP
W& kW; 
D) Determine o COP para cada um destes refrigerantes. 
Respostas: ====22RCOP ; ====3NHCOP ; ====ARCOP 134 ; ====OHCOP 2 ; ====2COCOP ; 
 
3. Desenvolva equações de balanço de massa e de energia para os ciclos por 
compressão para refrigeração de grande capacidade da seção 3. 
 
4. Uma máquina de refrigeração de 100 TR utiliza o refrigerante R-134a. Sua temperatura 
de evaporação é 8 C e a de condensação é 35 C. Sabe-se que o superaquecimento na 
sucção do compressor é 2 C e o subresfriamento na saída do condensador é 4 C. 
Assumindo que as perdas de carga no evaporador e no condensador são 5% de suas 
pressões de montante; que as perdas de carga na tubulação são desprezíveis; e que a 
eficiência isentrópica do compressor é 85%; estime a capacidade frigorífica, a vazão de 
refrigerante, a potência de compressão e o COP real da máquina. 
Respostas: ====EVPQ
& kW; ====.refrm& kg/s; ====CPW
& kW; e ====COP . 
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62 
BIBLIOGRAFIA E REFERÊNCIAS 
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“Fluidos Refrigerantes”. Dissertação. Escola Politécnica da USP. 1999. São Paulo, SP. 
 
ASHRAE. “Cogeneration Systems and Engine and Turbine Drives (Chapter 7).” In: 
Handbook for Heating, Ventilating and Air-Conditioning Systems and Equipment. SI 
Edition. pp. 7.1-7.48. Atlanta, USA. 2000 
 
Coluna Veículos. Cheiro de Novo. In: Jornal a Crítica, 09 de agosto de 2003. Manaus, AM. 
 
COSTA, Ênnio Cruz da. Refrigeração. Editora Edgard Blücher. 3ª Edição 322 p. 
São Paulo. 1982 
 
CROLL REYNOLDS, INC. Thermocompressor Theory. Disponível na internet, em: 
www.croll.com. Acessado em: Set./2007. 
 
FISCHER, Steve, LABINOV, Salonov. Not-In-Kind Technologies for Residential and 
Commercial Unitary Equipment. Edited by the Oak Ridge National Laboratory, Lockheed 
Martin Engineering Research Corp., and U. S. Dept. of Energy. 205 p. Oak Ridge, TN., U. 
S. A. 2000. 
 
HIMMELBLAU, David. Engenharia Química. Princípios e Cálculos. Editora Prentice-Hall 
do Brasil. 506 p. Rio de Janeiro. 1984 
 
Körting Hannover AG. “Unidade de Resfriamento por Ejetores a Vapor”. Broch. 15 p. 
Disponível em: http://www.phe.com.br. Acessado em: Out./2006. 
 
PONS, Michel. Principles of Adsorption Cycles for Refrigerantion or Heat Pumping. 
Disponível em http://www.limsi.fr/Individu/mpons/pricyc.htm. Acessado em: Out./2006. 
 
SILVA, Remi Benedito. Instalações Frigoríficas. Editora da Universidade de São Paulo 
(EDUSP). 3ª Ed. 411 p. São Paulo. 1979