O número 4, na figura, corresponde ao sinal proveniente do termostato que se encontra no local climatizado, tipicamente um sinal analógico de 0 a 10 V proporcional à diferença entre o set-point e a temperatura do local.

Identifica-se na figura, pelo número 1, uma borboleta primária de controle de vazão que é acionada pelo atuador mostrado na figura pelo número 2, de acordo com o sinal analógico associado à umidade relativa no local climatizado que alimenta o dispositivo mostrado no ponto 4.

A borboleta secundária de controle da vazão, localizada na posição indicada pelo número 6, é acionada pelo atuador indicado pelo número 5 em função das posições da borboleta primária identificadas na figura pelos números 1 e 2.

O sinal de saída indicado na figura pelo número 3 é de natureza pneumática e propicia pressão modulante para o acionamento do atuador indicado na figura pelo número 5.

O atuador, identificado na figura pelo número 5, aciona a borboleta indicada na figura pelo número 6 de maneira inversamente proporcional à carga térmica no ambiente atendido, isto é, quanto menor a carga térmica mais aberta é posicionada a borboleta para garantir uma maior vazão (e vice-versa).

Trata-se de um compressor de parafuso com construção hermética.

Trata-se de um compressor de parafuso com construção do tipo aberto.

Na figura, o número 9 identifica uma válvula corrediça (slide valve), cuja função é controlar a capacidade do compressor pela modificação da vazão de refrigerante que é disponibilizada ao sistema.

A válvula de capacidade por velocidade (speed capacity valve), identificada na figura pelo número 9, comumente denominada speed, tem como função o controle da capacidade do compressor pelo ajuste da frequência de rotação dos parafusos, o que altera a vazão de refrigerante para o sistema.

Trata-se de um compressor de lóbulos com construção do tipo semi-hermética.

Sistemas de condensação a água com torres de resfriamento foram muito utilizados no passado; entretanto, o alto custo decorrente do consumo elevado de água tornou esses sistemas, em quaisquer condições, economicamente inviáveis.

Em regiões de baixa umidade relativa, os sistemas de condensação a água com torres de resfriamento permitem manter menores temperaturas de condensação que um sistema com condensação a ar. Consequentemente, maiores COPs são obtidos, reduzindo o consumo de energia por TR.

Em regiões de baixa umidade relativa, os sistemas de condensação a água com torres de resfriamento mantêm as temperaturas de condensação mais elevadas que sistemas com condensação a ar. Consequentemente, menores COPs são obtidos, reduzindo-se o consumo de energia por TR.

Em regiões de alta umidade relativa, os sistemas de condensação a água com torres de resfriamento apresentam os melhores resultados de desempenho, pois, nessas condições, tanto a perda de água por evaporação quanto a temperatura da água de condensação, que retorna ao condensador, são bem menores que em clima seco.

Em um chiller com condensação a ar, a temperatura de condensação será limitada pela temperatura de bulbo úmido do ar ambiente, enquanto em um chiller com condensação a água, a menor temperatura teoricamente atingível para a água de condensação corresponde à temperatura de ponto de orvalho do ar.

O fato de a relação de Lewis ser aproximadamente igual a um para o ar úmido permite assumir, para efeito de cálculo, que o coeficiente de transferência de massa seja igual ao coeficiente de transferência de calor, facilitando assim a determinação do primeiro.

O valor do número de Lewis, para o ar úmido, em condições normais típicas, é igual a 1, enquanto a relação de Lewis (razão entre os números de Schimdt e Prandtl) assume valor aproximadamente igual a 0,8.

Um valor unitário para a relação de Lewis permite desprezar o efeito da radiação térmica quando se computa a troca de calor entre uma superfície úmida e o ar seco, facilitando os cálculos e o projeto de equipamentos como condensadores evaporativos.

Graças à simplificação advinda de um valor unitário para a relação de Lewis, é possível tratar o ar atmosférico como sendo uma mistura de dois gases perfeitos: o vapor de água e o ar seco.

O valor unitário assumido para a relação de Lewis implica, entre outras coisas, que o coeficiente de transferência de massa pode ser diretamente determinado a partir do conhecimento do coeficiente de transferência de calor.

A pressão total P de uma mistura gasosa de volume total V, composta de ar seco e vapor de água, é igual à soma das pressões parciais de cada gás constituinte da mistura, ocupando cada gás, à mesma temperatura T da mistura, um volume v/2 .

A pressão total P de uma mistura de volume V, composta de ar seco e vapor de água, é igual à soma das pressões que cada gás exerceria se ocupasse isoladamente o mesmo volume V à temperatura T da mistura.

A pressão total P de uma mistura de volume V, composta de ar seco e vapor de água, é igual à diferença das pressões parciais absolutas de cada gás adicionadas à pressão atmosférica local à mesma temperatura T da mistura.

A lei de Dalton estabelece que a transferência de massa entre uma superfície úmida e o ar depende da pressão parcial do vapor de água presente no ar atmosférico.

A lei de Dalton estabelece que a pressão da mistura ar seco e vapor de água é igual a duas vezes a soma das pressões parciais que cada gás possuiria se ocupasse separadamente o mesmo volume V a uma mesma temperatura.

Nesse caso, não é necessário emitir nenhum alerta. Com os valores de TBS e TBU registrados, verifica-se que a umidade relativa será superior ao valor limite estabelecido na lei supracitada.

A carta psicrométrica em tela é suficiente para determinar a umidade relativa do ar em Brasília, já que foram fornecidos os valores de TBS e TBU.

Nessa situação, mesmo que se forneça a pressão local, não se pode determinar a umidade relativa do ar em Brasília.

É impossível determinar a umidade relativa desejada com a carta psicrométrica apresentada na figura.

Devido às grandes oscilações na medida da temperatura em Brasília, é preferível que as medidas da umidade relativa do ar nessa cidade sejam realizadas de forma direta, ou seja, com um termo-higrômetro.

0,016.

0,026.

0,011.

0,022 (o dobro do valor estado A).

0,013 (metade do valor no estado B).

a temperatura de bulbo úmido ao final do processo será igual a 22 ºC.

a temperatura de bulbo seco ao final do processo será de 20 ºC.

temperatura de bulbo seco ao final do processo será de 20 ºC.

temperatura de bulbo seco ao final do processo permanecerá constante.

o ar estará saturado ao final do processo.

confirmar a possível ocorrência, já que o grau de superaquecimento na sucção do compressor é de aproximadamente 5 K.

confirmar a possível ocorrência, já que o grau de superaquecimento na sucção do compressor é de aproximadamente 10 K.

considerar equivocada a anotação dessa ocorrência, já que o grau de superaquecimento na sucção do compressor é de aproximadamente 5 K.

notificar que não há dados suficientes para avaliar a ocorrência relatada, pois a temperatura de evaporação não foi registrada pelo operador.

considerar equivocada a anotação dessa ocorrência, já que o grau de superaquecimento na sucção do compressor é de aproximadamente 10 K.

25% e 35%.

35% e 45%.

46% e 50%.

51% e 55%.

59% e 65%.