6_Sistemas de múltiplos estágios de pressão
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Refrigeração industrial
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Sistemas de múltiplos estágios de pressão
Em refrigeração industrial se usam, muitas vezes, mais equipamentos que o
necessário para realizar o ciclo frigorífico básico, este critério tem por objetivo reduzir o
consumo de energia e/ou obter regimes de funcionamentos mais adequados aos
materiais e equipamentos utilizados.
Definição
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 a 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.
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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 múltiplos estágios 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 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.
Expansor
Compressor 2
3
Qr
1"
Wa
2
Qa
Wa
14
Compressor 1
Qi
águaRI
1'
Sistema duplo estágio com resfriamento intermediário externo (água)
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Ganho de trabalho h g = h s - h d
4
P
3
∆h s
1" 1'
1
h
∆h d
22'
Diagrama frigorífico para duplo estágio do sistema utilizando resfriamento à água
4
T
3
1
Ganho de trabalho do compressor
2
1"
2'
1'
Ciclo frigorífico de duplo estágio do sistema acima com resfriamento à água
Remoção 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.
Porém 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
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circulação de líquido, válvulas de controle de temperatura e pressão e isolamento
térmico em tanques e tubulações.
Remoção do gás de “flash” no sistema simples estágio com circulação por bomba
Remoção de gás de “flash” com compressor auxiliar
Geralmente estas aplicações são utilizadas em sistemas de médias e baixas
temperaturas e utilizando o fluido R 717 para o sistema de simples estágio com
evaporador inundado ou em conjunto com o resfriador intermediário do sistema duplo
estágio.
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Resfriamento intermediário
Atualmente o resfriamento intermediário de um sistema de múltiplos estágios de
pressão é obtido com o próprio fluido refrigerante em um reservatório de líquido
(tanque de “flash” ou resfriador intermediário) que associado no sistema promove a
melhoria da eficiência do ciclo frigorífico e um ganho no trabalho do compressor.
Atualmente os sistemas de duplo estágio mais usados são aqueles que utilizam um
reservatório de líquido com dupla função (tanque de “flash”/resfriador intermediário),
que utilizam dois compressores, um de baixa pressão “booster” que admite o vapor
proveniente do evaporador e eleva sua pressão até um nível intermediário e
descarrega-o no separador de líquido, misturando-o com o refrigerante líquido que está
dentro do separador a uma temperatura intermediária, isso resulta em um vapor com
uma pressão intermediária suficiente para ser admitido pelo compressor principal. O
compressor principal de alta pressão por sua vez admite o vapor proveniente do
tanque intermediário e eleva sua pressão até um nível do qual o condensador produza
líquido saturado. Tudo isso com o próprio fluido refrigerante do sistema frigorífico.
Já nos dispositivos de expansão geralmente é utilizada uma válvula bóia redutora de
pressão que controla o nível de líquido injetado no tanque e ao mesmo tempo reduz a
pressão e temperatura do líquido proveniente do condensador até um nível
intermediário que satisfaça a remoção do gás de “flash” e do resfriamento do vapor
proveniente do compressor “booster”, e que ainda assim permaneça líquido saturado
suficiente para penetrar no dispositivo de expansão para promover nova queda de
pressão e a troca de calor no evaporador.
Os sistemas de múltiplos estágios de pressão podem ser projetados de vários tipos e
para várias aplicações onde sua escolha depende de análises de viabilidade e
necessidade.
A maioria dos circuitos de dividem em sistemas de duplo estágio: com resfriador
intermediário aberto, ou seja, o fluido se dirige ao separador de líquido final escoando
diretamente do resfriador intermediário ou com resfriador intermediário fechado, onde
uma serpentina interna no resfriador, sub-resfria o líquido proveniente do tanque de
líquido antes do mesmo chegar ao separador de líquido de baixa temperatura.
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8
exp. 1
evaporador BT
1
Comp. 1
Comp. 2
3
5 4
evaporador MTexp. 3
exp. 2
resfriador intermediário
7
2
5
6
6
Sistema duplo estágio com resfriador intermediário aberto e evaporador de média
temperatura
7
5
exp. 2
6
exp. 1
evaporador
1
Comp. 1
Comp. 2
2
resfriador intermediário
3
5
condensador
4
Sistema de duplo estágio com resfriador intermediário (fechado) e sub-resfriamento do
líquido
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2
7
5'
1
63
P
5
h
4
Ciclo frigorífico de duplo estágio em RI fechado e sub-resfriamento do líquido
P
6
8 1
5
7 3
h
4
2
Ciclo frigorífico de duplo estágio com Resfriador intermediário e tanque de”flash”
No cálculo do trabalho absorvido pelo ciclo deve ter-se em atenção que a vazão
mássica do sistema frigorífico que não é igual nos dois compressores. Também não se
podem comparar diretamente os valores das entalpias específicas. É preciso usar o
cálculo de balanceamento de massa e energia através da equação da conservação de
energia.
Pressão intermediária ótima
A pressão intermediária do ciclo de duplo estágio é um parâmetro que é necessário
definir. Ao valor ótimo da pressão intermediaria, deverá corresponder o trabalho
mínimo.
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Para um gás perfeito, a pressão intermediária corresponde à média geométrica das
pressões de sucção e descarga. Os fluidos refrigerantes não são gases perfeitos e o
ciclo frigorífico não é ideal.
A media geométrica indicada é [po = √ (pe. pc)], usa-se como um valor aproximado.O
valor ótimo para o ciclo real é, normalmente, maior que esta média. Em sistemas de
amônia, é usual o acréscimo de 0,35 bar.
Note-se que nos sistemas reais, todos os processos ocorrem em diversos
componentes e influem na seleção da pressão intermediária.
Compressão com duplo estágio e dois níveis de temperatura de evaporação
Em muitos casos uma instalação frigorífica deve servir a diversas aplicações, que
exigem do sistema várias temperaturas de evaporação ou para sistemas que utilizam
câmaras de produtos resfriados e câmaras de produtos congelados.
Esse tipo de aplicação é bastante utilizado em sistemas comerciais de porte médio
utilizando sistema de simples estágio, porém em muitos casos podem-se ocorrer
problemas de baixas temperaturas de evaporação nos evaporadores resfriados
provocando congelamento, além de favorecer uma alta taxa de compressão.
No sistema de duplo estágio esses problemas não acontecem, porque os vapores que
deveriam entrar nos evaporadores e os que saem dos evaporadores são balanceados
no tanque de “flash”/ resfriador intermediário que regularizam qualquer variação de
carga, mantendo-se as respectivas temperaturas de evaporação.
Além disso, os sistemas de duplo estágio aumentam a eficiência de refrigeração dos
evaporadores e conseqüentemente diminui a potência requerida dos compressores.
Neste caso, a pressão intermediária não pode ser livremente fixada uma vez que o seu
valor está associado para a aplicação de pressões altas, resultado das relações entre
as capacidades dos compressores de alta e baixa pressão.
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Sistema duplo estágio com resfriador intermediário com dois níveis de temperatura
Exemplo de cálculo
Calcular o trabalho absorvido pelo ciclo de duplo estágio com amônia funcionando com
uma temperatura de condensação de 35ºC e de evaporação -30ºC com uma
temperatura intermediária de 0ºC para uma potência frigorífica de 150 kW. Comparar
com o ciclo de simples estágio.
Solução:
As entalpias em cada ponto do ciclo são:
h1=1424 kJ/kg
h2 = 1631 kJ/kg
h3 = 1461 kJ/kg
h4 = 1635 kJ/kg
h5 = 367 kJ/kg
h6 = 367 kJ/kg
h7 = 201 kJ/kg
h8 = 201 kJ/kg
A vazão mássica entre os pontos 1 e 8 (evaporador e compressor 1), são m0 = Pf / (h1 –
h8 )= 150 / 1424 – 201= 0.1226 kg/s.
A vazão mássica entre os pontos 3 e 6 (resfriador intermediário e compressor 2), são
compostas por duas parcelas: mRI para resfriamento dos gases entre os dois
compressores e mSL , para subresfriamento do líquido.
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mi = mRi +mSL
Aplicando a equação da conservação de energia
QRI = Q0
mRI - ∆h (3-6) = m0 . ∆h (2-3)
mSL . ∆h (3-6) = m0 . ∆h (6-7)
mi = 0,1226 (170 + 166) / 1094 = 0,0377 kg/s
A vazão mássica entre os pontos 3 e 4 (compressor 2), são a soma de duas parcelas
mc = m0 – mi
m0 = 0,1226 + 0,0377 = 0,1603 kg
Trabalho absorvido pelos compressores
W1 = m0 . ∆h (2 - 1) = 0,1226 x 207 = 25,38 kW
W2 = m0 . ∆h (4 - 3) = 0,1603 x 174= 27,88 kW
WT = W1 + w2 = 25,38 + 27,88 = 53,26 kW
Para o ciclo de simples estágio do exemplo 2.6
m0 = pf / (h1 – h4) = 150 / 1057 = 0,1419 kg/s
W = m0 (h2 – h1) = 0,1419 x 417 = 59,17 kW
Verifica-se que o ciclo de dois estágios consome menos 11% de energia no regime
indicado. O COP para cada caso é:
COP duplo est. = 2,82
COP simples est. = 2.54
Sistemas em cascatas
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 à pressão,
pode-se afirmar que valores reduzidos, abaixo da pressão atmosférica, podem
promover a admissão de ar e umidade através de aberturas na tubulação de
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
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valores elevados a ponto de exigirem vasos e tubulação de paredes reforçadas. A
solução para esses problemas pode ser um sistema em cascata.
Na área de conservação de produtos perecíveis a maioria deles pode ser conservado
em temperaturas que variam de 15ºC até -30ºC, relativamente aplicáveis à maioria dos
fluidos refrigerantes comercializados, porém alguns produtos como plasma de sangue
podem requerer uma temperatura de conservação por volta de -80ºC.
Estas necessidades requerem estudos sobre o comportamento dos fluidos
convencionais sobre sua aplicação, sobretudo nos aspectos de limites de aplicação
entre ponto crítico e ponto triplo, por isso, geralmente nestas aplicações é usual a
utilização de um sistema em cascata.
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 um trocador de calor que opera como condensador para um circuito de
baixa temperatura e como evaporador para o de alta pressão.
Sistema em cascata
Um exemplo de sistema em cascata seria aquele que operasse com R12 ou R22 no
circuito de alta pressão, e R13 no de baixa pressão. Outra operação que vem sendo
pensada por especialistas do setor é a utilização do fluido CO2 no circuito de baixa
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pressão como alternativa no combate a fluidos refrigerantes com alto impacto
ambiental.
Na tabela a seguir são apresentadas algumas propriedades termodinâmicas do R12 e
do R13. Dessa tabela pode se concluir que, em um sistema que operasse a uma
temperatura de evaporação de –70ºC (-94F), a utilização do R12 implicaria numa
pressão de evaporação inferior à atmosférica. Por outro lado, a utilização de um
sistema em cascata, com R13 no circuito de baixa pressão, permitiria uma operação a
pressão de evaporação superior à atmosférica.
Quadro: Pressão de saturação e volume específico do vapor para o R12 e R13
Temperatura
R-12 R-13
Pressão de
saturação
Volume
específico do
vapor
Pressão de
saturação
Volume
específico do
vapor
-70ºC (-94F) 12,42kPa
1,802psia
1,146m3/kg
18,36ft3/lb
180,9kPa
26,23psia
0,08488m3/kg
1,3596ft3/lb
25ºC (77 F) 651,6kPa
94,51psia
0,02686 m3kg
0,4302ft3/lb
3560kPa
516,4psia
0,002915 m3kg
0,04669ft3/lb
Da tabela pode-se concluir que a capacidade volumétrica do compressor de R13,
operando a –70ºC, deveria ser 1/14 daquela do compressor de R12. Por outro lado as
pressões de saturação a 25ºC mostradas na tabela 4 ilustram outro efeito
anteriormente comentado: sob uma condição de parada, quando um sistema atingisse
uma temperatura próxima à do ambiente (25ºC), a pressão do circuito de R13 atingiria
valores da ordem de 3500 a 4000 kPa (500 – 600 psia), elevados para as espessuras
de paredes de tubos geralmente adotadas.
Para concluir a análise de sistemas em cascata, é interessante lembrar que, nesses
sistemas, o problema de migração de óleo de um compressor para outro, observado
em sistemas de duplo estágio de compressão, é eliminado, uma vez que os ciclos não
são acoplados.
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Seleção dos compressores de múltiplos estágios
O compressor de primeiro estágio, também chamado de “booster”, seleciona-se
normalmente pela potência frigorífica necessária e temperaturas de sucção e
descarga, sendo esta a correspondente à pressão intermediária.
O compressor de segundo estágio, também chamado de principal, deverá ter a
potência frigorífica necessária para atender a carga térmica do primeiro estágio mais a
carga correspondente ao resfriamento intermediário dos gases de compressão e,
existirem, as cargas térmicas do sub-resfriamento do líquido e de evaporadores à
temperatura intermediária.
Tipos de sistemas frigoríficos usuais
Alguns destes sistemas são adequados a certos tipos de instalações ou
determinados fluido refrigerantes. Como em qualquer sistema de refrigeração
eles tem suas vantagens e desvantagens uns em relação aos outros.
evaporador
7 1
5'
exp. 2
6
exp. 1
subresfriador de líquido
2
Comp. 1
Comp. 2
3
5 4
resfriador intermediário
Sistema duplo estágio com resfriador intermediário e sub-resfriado de líquido, por
expansão direta (usados com halogenados)
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evaporador BT
8
exp. 2
1
resfriador intermediário
exp. 3
7'
6
Comp. 1
2
evaporador MT
3
Comp. 2
5 5 4
exp. 1
6
Sistema duplo estágio com resfriador intermediário fechado e evaporador de média
temperatura