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Compressorescompressores alternativos, compressores centrífugos, compressores axiais

Compressores

Conteúdo

1. Introdução1.1 Introdução1.2 Classificação dos compressores1.3 Aplicação e escolha dos compressores1.4 Tipos de compressores

2. Compressores alternativos2.1 Principais tipos e funcionamento2.2 Cálculo termodinâmico e de potência2.3 Circuito de controle de capacidade2.4 Circuito de lubrificação

3. Compressores centrífugos3.1 Principais tipos e funcionamento3.2 Cálculo termodinâmico e de potência3.3 Sistemas auxiliares3.4 Circuitos auxiliares3.5 Operação

4. Compressores axiais4.1 Principais tipos e funcionamento4.2 Cálculo termodinâmico e de potência4.3 Circuito de controle de capacidade4.4 Circuito de lubrificação

Introdução

1.1 Introdução

Compressores consistem em máquinas operatrizes (transformam o trabalho mecânico em energia térmica) responsável por elevar a energia dos fluidos (gás ou escoamento gasoso), pelo aumento de sua pressão. Nos processos industriais, a elevação de pressão requerida pode variar desde cerca de 1,0 atm até centenas ou milhares de atmosferas.

O termo "sopradores" é utilizado para designar as máquinas que operam com elevação de pressão muito pequena porém superior aos limites usuais dos ventiladores.

O comportamento de um compressor é influenciado pelas características do processo (ou sistema) no qual está inserido, ou seja, pelos parâmetros:

• Pressão de sucção (P1): pressão do gás na entrada do compressor;

• Temperatura de sucção (T1): temperatura do gás na entrada do compressor;

• Natureza molecular do gás (composição): composição do gás, massa molecular;

• Pressão de descarga (P2): pressão do gás na saída do compressor.

O desempenho dos compressores é obtido em função das grandezas:

• Vazão de operação (volumétrica ou mássica): o volume requerido para ser deslocado, entre a sucção e a descarga.

• Potência de compressão (N):

• Temperatura de descarga (T2): F(Tsucção, Pdescarga, Psucção, Coef. Politrópico).

• Eficiência politrópica (eficiência da compressão): é a relação entre a energia específica útil e a energia específica cedida (Δh) pelo compressor ao gás.

• Intensidade dos esforços.

Os parâmetros que diferem os tipos de compressores são:

• Vazão de operação (Qo);

• Razão de compressão (P2 / P1);

• Composição do gás;

• Pressão de descarga.

Introdução

1.2 - Classificação dos compressores

Os compressores apresentam formas diferentes e são subdivididos em dois grupos principais baseados no modo de compressão do fluido: intermitente ou contínuo, conforme mostra a Figura 1 (Brown, 2005).

O modo de compressão intermitente é de natureza cíclica, ou seja, uma quantia específica de gas é succionada pelo compressor, comprimida e depois ejetada, finalizando assim um ciclo. Esses tipos de compressores são referidos como compressores de deslocamento positivo, podendo ser: alternativos ou rotativos.

No modo de compressão contínua o gás é movido continuamente para dentro do compressor, submetido a compressão e descarregado sem interrupção do escoamento em qualquer ponto do processo. Esses compressores também são classificados em: dinâmicos e ejetores, sendo que o último não usa ação mecânica.

Figura 1 – Quadro dos tipos de compressores (Brown, 2005)

Introdução

1.3 – Aplicação e escolha dos compressores

A escolha do tipo de compressor depende das características previstas para o processo de compressão. Compressores centrífugos são empregados para comprimir grandes volumes de pressão, enquanto compressores alternativos para compressão de baixos volumes. Os compressores axiais não são utilizados para compressão direta do gás, mas equipam as turbinas a gás dos turbocompressores e turbogeradores, onde comprimem o ar com fluido motriz do ciclo termodinâmico.

Os parâmetros que traduzem as restrições impostas a cada tipo de compressor. Esses parâmetros são apresentados Tabela 1 abaixo.

Figura 2 – Faixa de aplicação típica dos compressores (Brown, 2005)

A faixa típica de aplicação de cada compressor é apresentada na Figura 2 abaixo.

Compressor

Vazão aspirada (m³/min)

P2 máx (kPa)

P2/P1 máx

Alternativo Até 250 250.000 ou +

4,0 (por cilindro)

Centrífugo 50-2.800 70.000 10,0 (por carcaça de múltiplos estágios)

Axiais 1.500-25.000 1.000 6,0 (por carcaça de múltiplos estágios)

Introdução

1.4 – Tipos de compressores

Compressor de palhetas: compressor volumétrico com rotor excêntrico que gira no interior do estator. O rotor apresenta ranhuras com palhetas, conforme mostra a Figura 3, e ao girar mantém as mesmas em contato com a superfície interna do estator.

Figura 3 – Vista em corte do compressor de palhetas (Silva,?).

O princípio de funcionamento consiste na admissão do gás a volume maior constituído de duas palhetas consecutivas. Conforme o roto gira, este volume é progressivamente reduzido, aumentando assim, a pressão do gás, esse processo é apresentado na Figura 4. A razão de compressão dos compressores rotativos é função do projeto do compressor e não pelo sistema.

Figura 4 – Seção transversal do compressor de palhetas com funcionamento(Silva,?).

A lubrificação nos compressores de palheta ocorre por injeção de óleo lubrificante diretamente na corrente de ar no interior do estator. Essa lubrificação é essencial visto que permite os compressores operarem a razões de compressão maiores, com rotações mais elevadas e maior vazão, resultando em maior eficiência volumétrica.

A principal vantagem dos compressores não lubrificados é a não contaminação dos gases comprimidos.

Introdução


Compressor de lóbulos: consiste em uma máquina de deslocamento positivo com dois lóbulos encaixados uma ao outro sincronizados por duas engrenagens, motriz e movida. Na Figura 5 é apresentada a seção transversal do compressor de lóbulos.

Figura 5 – seção transversal do compressor de lóbulos (Silva,?)

O diferencial de pressão gerado por esse tipo de compressor é pequeno comparado aos outros tipos de compressores. O resfriamento do compressor ocorre através do próprio fluido que entra a temperatura baixa no compressor. Nesse tipo de compressor a lubrificação só ocorre nos mancais e engrenagens do compressor

Compressor de parafusos: também é uma máquina de deslocamento positivo com dois rotores que giram parafusos engrenados um ao outro. O parafuso côncavo é chamado de fêmea, enquanto o convexo de macho. Os compressores de parafuso podem ser não sincronizados quando um dos rotores é utilizado para acionamento enquanto é movido por contato direto entre os lóbulos, ou sincronizados, quando são acionados por engrenagens.

Figura 6 – seção transversal do compressor de parafusos (Silva,?)

Introdução


Compressor de diafragma: consiste em uma máquina alternativa de deslocamento positivo que utiliza um pistão para deslocar um fluido hidráulico que por sua vez acionará o diafragma.

O conjunto de força dos compressores de diafragma contém eixos manivelas, bielas, pistão hidráulico, válvulas admissão e descarga e válvula de segurança.

O princípio de funcionamento desse tipo de compressor é explicado através da Figura 7.

O pistão 1 se desloca com movimento alternado, gerando uma vazão pulsante de fluido hidráulico que atua no cabeçote B e aciona o diafragma do conjunto 8.

O emprego de materiais de alta resistência permite a utilização desse compressor com de gases quentes e a elevadas razões de compressão (20:1), sendo recomendado para compressão de gases tóxicos, corrosivos, inflamáveis, inclusive oxigênio.

Outra característica desse tipo de compressor é que não exige a lubrificação para as vedações do pistão e da haste, permitindo aplicações que requerem elevados níveis de pureza do gás.

Observação: em sistemas de alto desempenho, o diafragma apresenta lâminas triplas com sensores de vazamento a fim de evitar a contaminação do gás com o fluido hidráulico.

Figura 7 – Vista em corte do compressor de diafragma (HowItWorks,?)

Introdução


Compressor de pistão: consiste em uma máquina alternativa de deslocamento positivo que utiliza um sistema biela-manivela a fim de deslocar um pistão para produzir pressão. O deslocamento do pistão juntamente com as válvulas de admissão e escape permite que uma quantidade de gás entre no cilindro seja comprimido e depois descarregado.

A ação das válvulas são sincronizadas de forma a evitar o refluxo da linha de descarga para dentro do compressor durante a admissão do ciclo seguinte.

Quanto a ação do pistão, os compressores podem ser de simples ação, somente uma face do pistão executa a compressão, ou dupla ação, quando a compressão ocorre em ambas as faces do pistão.

Dependendo da razão total de compressão, o compressor pode apresentar mais de um estágio.

Algumas características dos compressores alternativos de pistão são:

• Baixa rotação (300-1800 rpm);

• Elevadas amplitudes de vibração (lateral, torsional e acústica);

Observação: Para diminuir a vibração, o conjunto rotativo deve ser balanceado e possuir alta rigidez, elevando as frequências naturais de vibração torsional. A vibração acústica é minimizadas através da instalação de vasos amortecedores de pulsação de pressão de admissão e descarga. Outra medida de segurança consiste em fazer a fundação com elevada rigidez e a base com grande massa de forma que o sistema apresente baixa a amplitude e elevada a frequência natural de vibração.

Figura 9 – Vista em corte do compressor de pistão (Brown,2005)

Introdução


Compressor dinâmico: engloba todos os tipos de compressores que não utilizam a redução do volume como forma de aumentar a pressão.

Observação: os ventiladores não são compressores dinâmicos pois realizam trabalho apenas de deslocamento da massa de gás de uma região de baixa pressão para outra um pouco mais elevada (Silva,?).

O compressor admite o gás pelo olho do rotor e transfere energia ao gás através do movimento das pás que giram com elevada velocidade colidindo com gás e por sua vez aumentando a pressão do gás. Ao passar pelo difusor, o gás perde velocidade e parte dessa energia cinética é transferida ao gás. Devido a característica dinâmica do compressor, a densidade do gás e o peso molecular são fatores de influência na quantidade de pressão que o compressor pode gerar (Brown, 2005).

Figura 9 – Vista em corte do compressor centrífugo (UERJ,?)

Os compressores dinâmicos apresentam ampla aplicação nos processos industriais sendo contudo aplicados em sistemas que requerem alta vazão e baixa razão de compressão.

Quando utilizados em vários estágios, o gás comprimido é desviado para resfriador a fim de reduzir seu volume específico, retornando ao estágio seguinte. Um exemplo de compressor centrífugo é apresentado na Figura 9.

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Alternativos2 - Compressores alternativos:

Comparado com os compressores centrífugos, os compressores alternativos apresentam elevado custo de manutenção e baixa capacidade.

Recapitulando, os compressores alternativos são máquinas de deslocamento positivo e escoamento intermitente que opera a volume fixo em sua configuração de base.

Uma característica única do compressor alternativo é a possibilidade de múltiplos serviços em um quadro de compressor.

O resfriamento é geralmente efetuado simultaneamente a compressão, através da água que escoa pela “camisa” que envolve o cilindro. Em compressores pequenos, o cilindro pode ser projeto para resfriamento a ar.

2.1 – Principais tipos e funcionamento:

a) Compressor de pistão:

Os compressores de pistão são constituídos de um sistema biela-manivela que desloca um pistão, ou êmbolo, em movimentos retilíneos alternados. A cada rotação do acionador, o pistão executa um percurso de ida e volta, estabelecendo um ciclo de operação.

O funcionamento de um compressor alternativo está intimamente associado ao comportamento das válvulas. Através das válvulas que o gás entra e sai dentro do cilindro.

Quanto a classificação, tais compressores podem ser divididos em simples efeito (compressão em apenas um lado) ou duplo efeito (compressão em ambos os lados); um estágio (uma câmara de compressão) ou mais estágios (o gás passa por sucessivos processos de compressão); de um ou mais cilindros (assim como os motores a combustão interna); nível de pressão obtido (baixa, média ou alta) ou ainda pelo tipo de resfriamento (a ar ou a água).

Os principais componentes que constituem os compressores alternativos são: eixo manivela, biela, cilindro, pistão (ou êmbolo), cabeçote (ou tampa do cilindro), válvula de admissão e descarga.

O princípio de funcionamento resume em um ciclo de quatro etapas, sendo elas: admissão; compressão; expansão e descarga.

Na etapa de admissão o pistão se movimenta em sentido contrário ao cabeçote, fazendo com que haja uma depressão no interior do cilindro que propicia a abertura da válvula de sucção. O gás é então aspirado.

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O ciclo de funcionamento do compressor é apresentado na Figura 10 e a etapa de admissão consiste no processo 4-1. Quando o compressor fica totalmente cheio de gás (ponto 1) o mesmo apresenta pressão P1 (pressão de admissão).

No ponto 1, a válvula de admissão fecha e o movimento do pistão inverte, indo agora em direção ao cabeçote. Essa etapa de compressão ocorrerá até que a pressão interna do cilindro seja suficiente para promover a abertura da válvula de descarga (P2 – pressão de descarga).

Quando a válvula de descarga se abre (ponto 2), a movimentação do pistão faz com que o gás seja expulso do interior do cilindro. Essa situação corresponde à etapa de descarga e dura até que o pistão encerre o seu movimento no sentido do cabeçote.

Observação: nem todo o gás anteriormente comprimido é expulso do cilindro, deixando um espaço morto ou volume morto, compreendido entre o cabeçote e o pistão no seu ponto final do deslocamento. Esse volume morto superior (ponto 3) evita que a pressão no interior do cilindro caia instantaneamente quando se inicia o curso de retorno.

Quando o pistão chega em seu ponto final, a válvula de descarga se fecha e o pistão passa pelo processo de expansão até que a pressão interna permita a abertura da válvula de admissão para o início de um novo ciclo.

Figura 10 – Ciclo do compressor de pistão e processos no compressor (Silva,?).

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Podemos concluir então que, devido ao funcionamento automático das válvulas, o compressor alternativo aspira e descarrega o gás respectivamente nas pressões instantaneamente reinantes na tubulação de admissão e na tubulação de descarga.

Observação: em termos reais, há naturalmente uma certa diferença entre as pressões interna e externa ao cilindro durante a aspiração e a descarga, em função da perda de carga no escoamento.

2.2 – Cálculo termodinâmico e de potência:

a) Ciclo ideal de compressão

O ciclo ideal de compressão foi apresentado na Figura 10. A modelo matemática tem como premissas: um gás ideal comprimido por um compressor de pistão, monocilíndrico com um estágio de compressão de simples efeito e sem atrito mecânico.

Processo 1-2: Compressão adiabática e reversível () – a compressão é isentrópica e a temperatura do gás é elevada de forma isentrópica de T1 para T2.

Processo 2-3: Descarga isobárica e isotérmica – nesse processo considera-se que o gás não sofre nenhuma transformação que altere seu equilíbrio termodinâmico, ou seja, e . A variação de volume observada consiste no volume de gás descarregado, . O volume é o volume morto e é designado por .

Processo 3-4: Expansão adiabática e reversível – considerando que o gás seja ideal e durante a expansão não ocorra troca de calor, então e de forma isentrópica.

Processo 4-1: Admissão isobárica e isotérmica – considerando que a resistência da válvula de admissão ao escoamento do gás seja desprezível e que não exista troca de calor, então, e . O volume de gás admitido nesse processo é .

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b) Volume deslocado

Para entender o cálculo do volume deslocado considere o compressor de duplo efeito da Figura 11.

c) Volume morto

O volume morto tem como objetivo acomodar as dilatações de origem térmica do cilindro e é de suma importância no desempenho do compressor de pistão. Nos cilindros de simples efeitos somente o volume morto no lado do cabeçote tem influência no desempenho, enquanto no de duplo efeito a influência ocorre nos dois lados. O projeto do volume morto tem também a finalidade de ajustar a vazão ou a capacidade do compressor.

Clearance é a razão entre o volume morto e o volume percentual.

d) Eficiência volumétrica teórica

A eficiência volumétrica teórica mede o nível de “enchimento” do cilindro. A eficiência volumétrica teórica não considera os vazamentos que ocorrem nas válvulas (admissão e descarga) e pelas vedações (pistão e haste), tais imperfeições são corrigidas por fatores de ajuste.

• Eficiência volumétrica teórica medida na admissão (+ comum)

O gás retido no interior do volume morto impede que o cilindro seja totalmente cheio pelo gás oriundo da admissão. Esta perda de vazão define-se a eficiência volumétrica teórica .

𝑉 𝑑¿¿𝐷𝐸=𝜋4

𝑆 (𝐷2−𝑑2)

𝑉 𝑑¿¿𝑆𝐸=𝜋4

𝑆 𝐷2

𝐶=100𝑉 0

𝑉 𝑑

𝜂𝑣=100𝑉 𝑎𝑠𝑝

𝑉 𝑑

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d) Eficiência volumétrica teórica

• Eficiência volumétrica teórica medida na admissão (+ comum)

Os volumes podem ser relacionados conforme mostra a equação:

𝑉 4=𝑉 0 (𝑝2/𝑝1)1𝑘=𝑉 0 (𝑝3/𝑝4 )

1𝑘

A eficiência volumétrica teórica medida na admissão em função da clearance, da razão de compressão e do expoente adiabático do gás.

𝜂𝑣=1−𝐶 [ (𝑝𝑑 /𝑝𝑎 )1𝑘−1]

Observação: quanto maior o clearance e/ou a razão de compressão, menor a eficiência volumétrica. Quanto maior o expoente adiabático do gás, maior a eficiência volumétrica.

• Eficiência volumétrica teórica medida na descarga

ou𝜂𝑣𝑑=100𝑉 𝑑𝑒𝑠𝑐

𝑉 𝑑𝜂𝑣𝑑=(𝑝𝑑 /𝑝𝑎 )

1𝑘+𝐶 [ (𝑝𝑑 /𝑝𝑎 )

1𝑘−1]

Sendo o termo entre colchetes negativo e com o aumento do clearance a eficiência volumétrica se reduz. A eficiência volumétrica máxima é em .

Observação: a eficiência volumétrica medida na descarga é importante para avaliar o desempenho das válvulas de descarga, pois ela mede o percentual do curso do pistão em que estas permanecem abertas para descarregar o gás.

e) Razão de compressão

É o quociente entre as pressões absolutas de descarga p2 e a de admissão p1, medidas no interior do cilindro.

𝑟𝑐=𝑝2𝑝1

=𝑝𝑑

𝑝𝑎

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f) Razão de compressão máxima

A eficiência volumétrica teórica medida na admissão (ou na descarga) diminui à medida que a razão de compressão aumenta de forma que a razão de compressão máxima é aquela na qual a eficiência volumétrica é nula.

g) Trabalho e potência de compressão

• Trabalho adiabático reversível de compressão

O trabalho adiabático reversível de compressão está representado pela área interna A1-2-3-4, conforme mostra a Figura 12.

𝑟𝑐−𝑚á𝑥=(𝐶+1/𝐶 )𝑘

Figura 12 – Diagrama ideal do ciclo de compressão.

O trabalho adiabático reversível líquido de compressão por ciclo, Wk, executado pelo compressor.

𝑊 𝑘=−∫1

2

𝑉 𝑐𝑜𝑚𝑝 𝑑𝑝+∫3

4

𝑉 𝑐𝑜𝑚𝑝 𝑑𝑝

𝑊 𝑘=𝐴1− 2−3− 4

Durante o processo de compressão, a massa contida no interior do cilindro é igual à soma da massa do gás que ficou retida no interior do volume morto V0, no ciclo anterior, mais a massa de gás que foi admitida:

𝑚𝑐=𝑚𝑒+𝑚𝑎

mc – massa de gás cujo volume é comprimido no processo 1-2.me – massa de gás cujo volume se expande no processo 3-4.ma- massa de gás cujo volume é admitido no processo 4-1.

A massa descarregada deve ser igual a massa admitida, ou seja:

𝑚𝑑=𝑚𝑐−𝑚𝑒

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g) Trabalho e potência de compressão

Considerando que o gás se comporte como um gás ideal nos processos de compressão e expansão tem-se que a razão entre as equações de Clayperon é:

𝑉 𝑐

𝑉 𝑒

=𝑛𝑐

𝑛𝑒

𝑝𝑐

𝑝𝑒

𝑇𝑐

𝑇𝑒

nc – número de moles do gás ideal no processo de compressão.ne – número de moles do gás ideal no processo de expansão.

Através da Figura 12 observa-se que as pressões nos processos de expansão e compressão são iguais e consequentemente, os volumes específico na compressão e expansão também são iguais.

𝑊 𝑘=− (𝑚𝑐−𝑚𝑒 )∫1

2

𝑣 𝑑𝑝=−𝑚∫1

2

𝑣𝑑𝑃

Como foi admitido que o gás comprimido se comporta como ideal, e que o processo de compressão é adiabático e reversível:

𝑚𝑎=𝑚

𝑣𝑐=𝑣1 (𝑝1/𝑝𝑐 )1 /𝑘 Substituindo a equação do volume na equação do trabalho tem-se:

𝑊 𝑘=−𝑚 𝑘𝑘−1

𝑝1𝑣1[(𝑝2

𝑝1)𝑘− 1/𝑘

−1 ]Conclui-se portanto que o trabalho adiabático reversível de compressão

por ciclo depende da massa admitida, m, das características do gás: expoente adiabático ( k), seu peso molecular (PM), da temperatura do gás na admissão (Ta) e da razão de compressão (pd/pa).

• Potência adiabática reversível de compressão

A potência adiabática de compressão é a taxa de variação do trabalho adiabático com o tempo.

�̇� 𝑘=−�̇� 𝑘𝑘−1

𝑅𝑇 𝑎

𝑃𝑀 [(𝑝𝑑

𝑝𝑎)𝑘− 1/𝑘

−1]

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h) Vazão ou capacidade do compressor

Os termos vazão e capacidade expressão a produção do compressor. A notação N indica que a vazão volumétrica está sendo medida nas Condições Normais de Temperatura e Pressão (CNTP).

• Vazão mássica

A vazão mássica é calculada através da multiplicação da massa aspirada por ciclo pelo número de ciclos, que na maioria dos projetos é igual à rotação do eixo de manivelas do compressor.

𝑚𝑎𝑠𝑝=(𝜂𝑣𝑡𝑉 𝑑𝑡+𝜂 h𝑣 𝑉 h𝑑 ) 𝜌𝑎

Vdt e Vdh – volume deslocados do lado da tampa e da haste.ηdt e ηdh – eficiência volumétrica medidas na admissão do lado da tampa e da haste.

�̇�=(𝜂𝑣𝑡𝑉 𝑑𝑡+𝜂 h𝑣 𝑉 h𝑑 )𝑝𝑎 𝑃𝑀𝑅𝑇 𝑎

𝑁

Observação: essa equação permite calcular a vazão mássica de um gás ideal para um compressor com apenas um cilindro no 1º estágio. Para compressores com mais cilindros, a vazão será a soma algébrica das vazões de cada cilindro.

• Vazão volumétrica

A vazão volumétrica pode ser calculada aplicando a equação geral de estado nas Condições Normais de Temperatura e Pressão (CNTP).

𝑄= �̇�𝑃𝑀

𝑅𝑇 0

𝑝0

i) Temperatura isentrópica de descarga

Considerando que a compressão seja adiabática e reversível e que o gás se comporta como ideal.

𝑇 𝑑𝑠=𝑇 𝑎(𝑝𝑑

𝑝𝑎)𝑘−1 /𝑘

Observação: a pressão e a temperatura devem se medidas em escalas absolutas.

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j) Correções do ciclo ideal ou teórico para real

Na tentativa de corrigir os afastamentos do ciclo real do ciclo ideal é necessário introduzir alguns fatores para compensar a não idealidade do gás, as perdas devido à eficiência das válvulas de admissão e descarga e a eficiência mecânica do compressor.

• Correção para a não idealidade do gás

Introduz-se o fator de compressibilidade médio do gás para a correção do cálculo da potência.

𝑍𝑚=𝑍𝑎+𝑍𝑑

2

Zm – fator de compressibilidade médio do gás.Za – fator de compressibilidade do gás na admissão.Zd – fator de compressibilidade do gás na descarga.

• Eficiência termodinâmica da compressão

A eficiência termodinâmica de compressão ηth é a medida do afastamento do trabalho adiabático reversível de compressão em relação ao trabalho realmente consumido.

Figura 13 – Ciclo de compressão real.

A área A0 representa o trabalho adiabático de compressão, e as áreas A1 e A2 representam as perdas devido ao atrito do gás ao escoar através das válvulas de admissão e descarga.

𝜂 h𝑡 =𝑊 𝑘

𝑊 𝑟𝑒𝑎𝑙

=𝐴0

𝐴0+𝐴1+ 𝐴2

A eficiência termodinâmica de um compressor alternativo é função de diversos parâmetros construtivos, de operação e do processo, quais sejam:

Projeto e número de válvulas de admissão e descarga.

Rotação do eixo de manivelas e do compressor.

Composição e massa específica do gás.

Razão de compressão (temperatura).

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Observação: de acordo com a literatura técnica especializada, a eficiência termodinâmica da compressão varia de 75 a 88%, dependendo do projeto do compressor, sendo mais usual para cálculos de projetos conceituais o valor de 83%.


O compressor alternativo apresenta diversos componentes mecânicos que resultam em perdas de energia por atrito mecânico, os componentes que mais contribuem para essas perdas são: mancais do eixo de manivelas, mancais e buchas da biela, pistas de cruzeta.

A eficiência mecânica é definida como a razão entre o trabalho real, Wreal, e o trabalho efetivamente necessário para acionar o compressor Wa.

𝜂𝑚=�̇� 𝑟𝑒𝑎𝑙

�̇� 𝑎

Observação 1: a eficiência mecânica de um compressor de grande porte varia de 92 a 98% e depende da rotação e potência da máquina, para a literatura técnica admite-se o valor de 95%.

Observação 2: o consumo específico de energia será maior quanto menor for a potência utilizada, ou seja, o compressor operando em cargas parciais apresenta menor eficiência energética.

• Variação de vazão e potência com a razão de compressão

A vazão mássica e potência de acionamento em função da razão de compressão pode ser observada através dos gráficos da Figura 14.

Figura 14 - Variação da vazão e potência de acionamento com a variação da razão de compressão.

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• Variação de vazão e potência com a razão de compressão

Na Figura 14.a, a variação da razão de compressão foi obtida pela variação da pressão de descarga pd, mantendo-se constante a pressão de admissão pa. Na Figura 14.b a variação da razão de compressão foi obtida com a variação da pressão de admissão, enquanto a pressão de descarga foi mantida constante.

• Correções para eficiência volumétrica teórica

A resistência das válvulas de admissão e descarga ao escoamento, a não idealidade do gás e os vazamentos através das vedações favorecem a formação de desvios da expectativa teórica.

𝜂𝑣=0,97−𝐶 [ 𝑍𝑎

𝑍𝑑(𝑝𝑑

𝑝𝑎)1/𝑘]− 𝑓 5√ 𝑝𝑎

𝑝𝑎𝑡𝑚

As correções apresentadas na equação acima referem-se a: O número 1 da equação de eficiência volumétrica foi reduzido em 3% a

fim de compensar as perdas devido às restrições impostas pelas válvulas de admissão e descarga ao escoamento do gás.

Os fatores de compressibilidade visam corrigir a não idealidade do gás. O fator f é para considerar os vazamentos através das vedações do

pistão e das válvulas de admissão e descarga. f=rc/100 para cilindros lubrificados e f=rc/50 para cilindros não lubrificados.

O último termo da equação, raiz a quinta, é utilizado para compensar a fuga de gás através da vedação da haste e do pistão durante a admissão.

•Correções para eficiência volumétrica teórica

A temperatura real do gás na descarga do compressor poderá apresentar valores superiores ou inferiores, dependendo da eficiência do sistema de uniformização e refrigeração do cilindro. A equação abaixo permiti corrigir a temperatura de compressão do gás real, desde que a eficiência isentrópica seja conhecida.

𝑇 𝑑=𝑇 𝑎[ (𝑝𝑑 /𝑝𝑎 )𝑘−1 /𝑘+𝜂𝑖𝑠𝑒𝑛𝑡−1

𝜂𝑖𝑠𝑒𝑛𝑡]

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k) Razão de compressão na compressão de múltiplos estágios

O cálculo da razão de compressão para uma compressão de múltiplos estágios balanceada (razão de compressão igual para todos os estágios) pode ser estimada da seguinte forma:

𝑟𝑐𝑡=𝑝𝑑1

𝑝𝑎1

…𝑝𝑑𝑖

𝑝𝑎𝑖

=𝑝𝑑

𝑝𝑎

Considerando-se que as perdas de pressão sejam desprezíveis, conclui-se que a pressão de descarga do estágio anterior é igual a pressão de admissão do estágio seguinte.

𝑝𝑑1=𝑝𝑎2=¿…𝑝𝑑𝑖=𝑝𝑎(𝑖 +1)¿

Como a razão de compressão é igual para todos os estágios é possível obter o i-ésimo estágio de compressão através da equação:

𝑟𝑐𝑖=𝑖√𝑝𝑑

𝑝𝑎

A perdas de pressão devido ao atrito do gás, resfriadores, acessórios e etc é compensada com um fator de 5% para a correção da razão de compressão:

𝑟𝑐𝑖=1,05𝑖√𝑝𝑑

𝑝𝑎

l) Pressões intermediárias não balanceadas

As cargas as quais as hastes são submetidas (pressão do gás+inércia dos componentes) podem conduzir ao desbalanceamento das forças e momentos. A minimização desse desbalanceamento pode ocasionar razões de compressão diferentes para cada estágio.

Para que a modelagem matemática se adeque ao processo faz-se necessário que o compressor esteja conforme as características:

O gás ao sair de cada estágio passa por um resfriador a fim de que as temperaturas de admissão sejam conhecidas a partir do 2º estágio;

Durante a compressão, a velocidade de escoamento e o arrefecimento devem garantir que a mudança de fase do gás seja desprezível;

As perdas de massa sejam desprezíveis;

Não ocorre circulação do estágio de maior pressão para menor.

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l) Pressões intermediárias não balanceadas

A Figura 15 mostra o compressor utilizado para modelagem matemática. Todos os cilindros são de duplo efeito e possui haste passante, sendo S o curso do pistão, Dc o diâmetro do cilindro, Dh o diâmetro da haste e Dhp o diâmetro da haste passante.

Figura 15 – Compressão em múltiplos estágios com resfriamentos intermediários.𝑚=𝑚1=𝑚2=𝑚3=𝑚4 𝑚=𝑛𝑐 𝑉𝑎𝑠𝑝 1𝜌1=…=𝑉 𝑎𝑠𝑝4 𝜌4

Conhecendo-se os valores iniciais das pressões de descarga intermediárias é possível calcular a temperatura do gás na descarga de cada estágio e assim calcular o fator de compressibilidade e o expoente adiabático. Através do cálculo interativo, recalcula-se os novos valores para as pressões intermediárias, até que o nível de precisão desejado seja obtido.

m)Necessidade da compressão em múltiplos estágios com arrefecimento

O fato de que a temperatura isentrópica de descarga ser diretamente proporcional a razão de compressão consiste em uma limitação no desenvolvimento de compressores. Na maioria das aplicações industriais a razão de compressão máxima é em torno de 4, assegurando que a temperatura de descarga não ultrapasse 150ºC.

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m)Necessidade da compressão em múltiplos estágios com arrefecimento

As vantagens da compressão em múltiplos estágios e com arrefecimento intermediário são:

Materiais menos nobres na fabricação dos componentes do sistema de vedação (válvulas, pistão, haste do pistão e do cilindro) e assim menor custo;

Menor consumo específico de energia;

Menor esforço mecânico sobre os componentes do compressor devido uma razão de compressão menor;

Maior capacidade do compressor, pois a redução de temperatura de admissão dos estágios aumenta a massa específica do gás, e a redução da razão de compressão aumenta a eficiência volumétrica;

Utiliza cilindros não lubrificados;

Melhor lubrificação dos componentes das vedações mediante manutenção da temperatura em níveis mais baixos;

Menor degradação das propriedades do lubrificante em função das elevadas temperaturas de compressão.

As limitações dos compressores de múltiplos estágios com arrefecimento são:

Maior perda de pressão devido o maior comprimento das tubulações e dimensões dos resfriadores, vasos separadores e acessórios;

Maior peso total do conjunto formado reduz a frequência natural e aumenta amplitudes de vibração;

Custo de aquisição mais elevado.

n) Comportamento real do fluxo de calor no cilindro refrigerado

A Figura 16 mostra o fluxo real de troca de calor num cilindro refrigerado nos processos de compressão e expansão, lembrando que a temperatura se eleva à media que a pressão aumenta, a não ser que o cilindro receba um superarrefecimento.

No ponto 1, o gás admitido tem temperatura menor do que a dos componentes internos do cilindro aquecidos pela compressão do gás no ciclo anterior. No início do processo 1-2 de compressão, o fluxo de calor será no sentido de aquecer o gás, tornando a compressão politrópica aquecida. Considerando que “c” é ponto da curva em que ocorre equilíbrio das temperaturas e o fluxo de calor é nulo.

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n) Comportamento real do fluxo de calor no cilindro refrigerado

A partir do ponto ”c” a temperatura do gás passa ser menor maior do que a dos componentes, assim, o fluxo de calor é invertido e o gás cede calor para o sistema de refrigeração do cilindro.

Figura 16 – Comportamento real do fluxo de calor em compressão com arrefecimento.

Durante o processo 3-4 de expansão, o gás retido no espaço morto tem temperatura maior que os componentes do cilindro de forma que a curva 3-e seja uma expansão politrópica arrefecida. A temperatura do gás cai a medida que a expansão avança até o momento em que o fluxo de calor é nulo. A curva e-4’ será uma expansão politrópica aquecida visto que o fluxo de calor inverte após o ponto e.

Para os processos reais de admissão e descarga tem-se no processo 4’-1 o gás recebe calor dos componentes, enquanto no processo 2’-3, o gás cede calor aos componentes de arrefecimento do cilindro.

O resultado líquido da transferência de calor por ciclo é no sentido de resfriar o gás, pois é em função disto que os componentes do cilindro e o fluido de arrefecimento são aquecidos durante a operação do compressor.

o) Redução do consumo de energia na compressão em múltiplos estágios com arrefecimento

A Figura 17 mostra uma compressão com três estágios com arrefecimento do gás ao sair na descarga de cada estágio. As áreas abaixo relacionadas representam o trabalho realizado por ciclo, ou ainda a energia consumida em cada estágio de compressão, ou seja:

A1-2-3-4: trabalho adiabático reversível de compressão realizado em um único estágio.

A1-2t-3-4: trabalho isotérmico de compressão realizado em um único estágio.

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o) Redução do consumo de energia na compressão em múltiplos estágios com arrefecimento

A1-2a-4a-4: trabalho adiabático reversível de compressão realizado no 1º estágio.

A2a’-2b’-4b-4a: trabalho adiabático reversível de compressão realizado pelo 2º estágio.

A2b-2-2c’-2b’’: redução do trabalho adiabático reversível devido à refrigeração do gás ao ser descarregado pelo 2º estágio.

A maior área total representa o trabalho reversível de compressão realizado em um único estágio, sendo o processo de compressão que consome a maior quantidade de energia. A área A1-2t-3-4 é menor das áreas totais o que indica que o processo de compressão isotérmica consome a menor quantidade de energia. Essa compressão isotérmica seria uma compressão com um número infinito de estágios, com razão de compressão em cada estágio de aproximadamente 1 e arrefecimento do gás entre cada estágio.

As áreas parciais A1-2a-4a-4, A2a’-2b’-4b-4a e A2b’’-2c’-3-4b representam o trabalho adiabático de compressão de cada um dos três estágios, enquanto as demais áreas representam a redução do consumo de energia por ciclo.

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p) Métodos de controle de capacidade

Os compressores alternativos industriais apresentam uma boa capacidade de variação de vazão, mantendo a pressão de descarga exigida pelo processo, sem que a sua capacidade e eficiência energética sejam reduzidas significativamente.

A capacidade do compressor alternativo pode ser controlada pelas formas abaixo:

Partida e parada do compressor;

Variação da rotação;

Redução da pressão de admissão;

Alívio das válvulas de admissão;

Variação do volume morto;

Variação do número de cilindro no primeiro estágio;

Variação do curso efetivo do pistão;

Recirculação da vazão da descarga para a admissão;

Emprego de um compressor booster para elevar a pressão de admissão.

• Partida e parada do compressor

Método de fácil aplicação porém acelera o desgaste do compressor e o acionador. Os compressores cuja vida útil depende de uma perfeita lubrificação são os mais atingidos.

Se o acionador for feito por motores alternativos de combustão interna, esta opção se torna menos atrativa, pois tais máquinas também são muito sensíveis às condições de partida e parada (dificuldade de assegurar uma boa lubrificação ou devido elevadas tensões térmicas).

Se o acionamento for por motores elétricos, as partidas frequentes podem reduzir significativamente a vida útil do enrolamento.

Outro componente do sistema bastante sacrificados são os acoplamentos que recebem elevadas sobrecarregados devido ao torque necessário para vencer a inércia do compressor.

Esse tipo de controle só tem sido aplicado para compressores de pequeno porte em aplicações não industriais, onde a confiabilidade do compressor não é um fator determinante para o sucesso do sistema de compressão.

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• Variação de rotação

O método da variação de rotação do acionador é muito empregado quando o acionamento é feito por motores alternativos de combustão interna ou turbina. A variação de rotação torna a operação do compressor mais severa, pois os momentos exigidos nos períodos de aceleração são elevados e transmitidos para o acoplamento e a fundação. Os fatores limitantes para esse método consiste na lubrificação, nas baixas frequências de excitação das forças e dos momentos e na redução do torque destes motores com a redução da rotação.

A limitação das baixas frequência exigem que os vasos amortecedores de pulsação de pressão e o arranjo geral de tubulações sejam projetados a fim de que a frequência natural de vibração do conjunto seja mais elevada do que as demais frequência excitadas pelo compressor.

A limitação relacionada a redução do torque está no fato d torque médio para acionar os compressores alternativos não varia com a rotação o que dificulta o casamento das curvas de torque do compressor com as do motor alternativo de combustão interna. Porém, esta dificuldade é superada especificando um motor alternativo com o torque na rotação nominal superior ao torque médio requerido pelo compressor, de forma que, reduzindo a rotação do motor para o valor mínimo admissível, o seu torque seja suficiente para vencer o torque requerido pelo compressor.

Com acionador elétrico (motor), a aplicação só viável para pequenas potências, pois sistemas de grande porte utilizam necessitam de grandes inversores de frequência para variar a rotação, tornando o sistema inviável economicamente.

• Redução da pressão de admissão

Instala-se uma válvula redutora de pressão na tubulação de admissão, nas proximidades do compressor, que, ao restringir o fluxo de gás, reduz a pressão de admissão, aumenta a razão de compressão, reduz a eficiência volumétrica e consequentemente a vazão. A redução da pressão de admissão resulta no aumento da temperatura do gás na descarga e aumento da potência de compressão. Assim, para utilizar este método de variação da capacidade faz necessário verificar se o compressor e os resfriadores permitem trabalhar nesta nova condição.

O emprego deste método não tem sido muito recomendado devido o aumento do consumo de energia, pois, uma razão de compressão maior, significada também maior consumo de energia.

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• Alívio das válvulas de admissão

O alívio das válvulas de admissão tem sido um método muito utilizado e consiste em manter as válvulas de admissão abertas por meio de dispositivos mecânicos servoassistidos, para que não ocorra a compressão nos efeitos selecionados. Assim, durante a compressão parte do gás admitido retorna quando o pistão se desloca no processo de compressão. Este dispositivo mecânico é conhecido como unloader, ou descarregador, que pode ter controle manual ou por CLP.

Os descarregadores são instalados nas válvulas de admissão dos cilindros do 1º estágio. Em casos onde a redução da vazão do 1º estágio superdimensiona o 2º estágio, pode-se instalar este unloader no 2º estágio.

Em casos onde os descarregadores são instalados em todos os efeitos e estágios a sua função não é controlar a capacidade do compressor, mas permitir que durante a partida todos os cilindros estejam despressurizados, minimizando o torque de partida. Este sistema é muito utilizado em compressores de pequeno porte.

Este sistema apresenta pouca flexibilidade na obtenção de variação de capacidade do compressor. Nos processos industriais onde requer um controle preciso da vazão, sem variações bruscas de pressão, tem-se optado por sistemas combinados de descarregadores e recirculação parcial para a admissão. O controle primário é feito pela ação dos descarregadores e o ajuste final com uma pequena recirculação de vazão da descarga para admissão. Este sistema misto de controle de capacidade minimiza as perdas inerentes ao sistema de recirculação e reduz a variação da pressão do processo.

• Variação do volume morto

Consiste em instalar no cilindro uma câmara para variar a quantidade de gás que fica retida no seu interior, variando assim a eficiência volumétrica. Quanto maior o volume morto, maior o clearance, menor a eficiência volumétrica e a vazão. A introdução de um volume morto adicional pode ser:

Instalar vasos de pressão com volumes previamente calculados para aumentar o volume morto. Os vasos pode ser instalados no lado da tampa ou da haste, para o lado da haste é necessário que o projeto original tenha sido prevista uma abertura para sua instalação.

Instalar um êmbolo metálico acionado por um sistema rosqueado no lado da tampa.

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• Variação do volume morto

A variação do volume morto é um método de controle de capacidade de baixa eficiência energética, pois, parte do gás comprimido que é retido volume morto se expande no ciclo seguinte e é novamente comprimido com consequente elevação de temperatura e perda de energia.

• Variação do número de cilindros ativos no primeiro estágio

Este método só se aplica em compressores com mais de um cilindro no 1º estágio e podem consistir na remoção das válvulas de admissão do cilindro ou até mesmo a remoção do cilindro. Quando apenas as válvulas de admissão são removidas, é necessário manter a lubrificação do pistão e da haste. Na remoção do cilindro, um contrapeso deve ser corretamente dimensionado e instalado na cruzeta para compensar a perda de massa.

• Variação do curso efetivo do pistão

Essa variação é obtida por meio de um atuador hidráulico, semelhante aos descarregadores, mas que tem uma atuação proporcional à demanda de vazão. Através de um CLP, o ponto do curso do pistão é controlado através do fechamento da válvula de admissão, conforme se deseja aumentar ou reduzir a vazão.

O dispositivo controla a vazão de 0 a 100% da vazão nominal, sem variações bruscas e com o compressor operando em rotação constante, além de apresentar a vantagem de minimizar a vibração da válvula de admissão durante o impacto de fechamento e não afetar o ângulo de inversão do pino da cruzeta. Porém, este sistema apresenta um custo elevado em função de sua complexidade.

• Recirculação da descarga para a admissão

Instala-se uma válvula controladora de vazão (PCV) na linha de descarga final do compressor. Quando a pressão de descarga atinge a pressão ajustada, a válvula controlador de pressão abre, desviando a vazão excedente para a tubulação de admissão.

O gás da descarga deve passar por um resfriador antes da recirculação para a admissão, caso contrário a sua temperatura será elevada bruscamente, com perda de qualidade da lubrificação do cilindro e consequente redução da vida útil das vedações, ou, até mesmo, falha prematura do compressor.

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• Recirculação da descarga para a admissão

Por ser o método de menor eficiência energética, o mesmo tem sido utilizado como controle de condições de segurança e não para controle de capacidade do compressor, a não ser que seja combinado com outros métodos mais eficientes.

• Utilização de compressor booster

A inserção de um booster tem a função de elevar a pressão de admissão do compressor, reduzindo a razão de compressão, aumentando a eficiência volumétrica e sua capacidade.

Resumo:

Todos os métodos para variar a capacidade dos compressores devem ser bem avaliados, pois operar o compressor fora da sua capacidade nominal será sempre um fator de redução de sua eficiência energética.

A perfeita compreensão da termodinâmica da compressão de gases em compressores alternativos é uma das condições essenciais para selecionar, operar e manutenir de forma eficiente este ativo de produção de elevado valor econômico.

Compressores

CentrifugosO gás é aspirado continuamente pela abertura central do impelidor e descarregado pela periferia do mesmo, num movimento provocado pela força centrífuga que surge devido á rotação, daí a denominação do compressor. O fluido descarregado passa então a descrever uma trajetória em forma espiral através do espaço anular que envolve o impelidor e que recebe o nome de difusor radial ou difusor em anel. Esse movimento leva à desaceleração do fluido e conseqüente elevação de pressão. Prosseguindo em seu deslocamento, o gás é recolhido em uma caixa espiral denominada voluta e conduzido à descarga do compressor. Nessa peça, as propriedades do escoamento mantém-se invariáveis, ou pelo menos é oque se pretende em termos de projeto. Antes de ser descarregado, o escoamento passa por um bocal divergente, o difusor da voluta, onde ocorre um processo de difusão. (Alguns compressores possuem um único difusor, radial ou na voluta.) Operando em fluxo contínuo, 95 compressores centrífugos aspiram e descarregam o gás exatamente nas pressões externas,ou seja, há uma permanente coincidência entre a relação de compressão interna e a relação de compressão externa. O tipo de máquina descrita aqui é incapaz de proporcionar grandes elevações de pressão, de modo que os compressores dessa espécie, normalmente utilizados em processos industriais, são de múltiplos estágios.

Compressores Axiais

Esse é um tipo de turbo-compressor de projeto, construção e operação das mais sofisticadas que, no entanto, vem sendo utilizado vantajosamente em muitas aplicações de processamento industrial, notadamente nas plantas mais modernas. Os compressores axiais são dotados de um tambor rotativo em cuja periferia são dispostas séries de palhetas em arranjos circulares igualmente. Quando o rotor é posicionado na máquina, essas rodas de palhetas ficam intercaladas por arranjos semelhantes fixados circunferencialmente ao longo da carcaça.Cada par formado por um conjunto de palhetas móveis e outro de palhetas fixas se constitui num estágio de compressão. As palhetas móveis possuem uma conformação capaz de transmitir ao gás a energia proveniente do acionador, acarretando ganhos de velocidade e entalpia do escoamento. As palhetas fixas, por sua vez, são projetadas de modo a produzir uma deflexão no escoamento que forçará a ocorrência de um processo de difusão. Como a elevação de pressão obtida num estágio axial, é bastante pequena, os compressores dessa espécie são sempre dotados de vários estágios. O escoamento desenvolve-se segundo uma trajetória axial que envolve o tambor, daí o nome recebido por esse compressor.

compressor es

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