PROJETO DE REFRIGERAÇÃO EM ESTABELECIMENTO ...Curso: Engenharia Mecânica Um ciclo de...
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Universidade Federal do Rio de Janeiro
PROJETO DE REFRIGERAÇÃO EM ESTABELECIMENTO HORTIFRUTIGRANJEIRO
UTILIZANDO CICLOS CASCATA NH3-CO2
Giovanni Henrique Panno
PROJETO DE REFRIGERAÇÃO EM ESTABELECIMENTO
HORTIFRUTIGRANJEIRO UTILIZANDO CICLOS CASCATA
NH3-CO2
Giovanni Henrique Panno
Projeto de Graduação apresentado ao Curso de
Engenharia Mecânica da Escola Politécnica,
Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos
requisitos necessários à obtenção do título de Engenheiro.
Orientador: Gabriel Lisbôa Verissimo
Rio de Janeiro
Março de 2020
i
Panno, Giovanni Henrique Panno
Projeto de Refrigeração em Estabelecimento
Hortifrutigranjeiro Utilizando Ciclos Cascata NH3-
CO2/ Giovanni Henrique Panno. – Rio de Janeiro:
UFRJ/ESCOLA POLITÉCNICA/DEM, 2020.
XVI, 117 p.: il.; 29,7 cm.
Orientador: Gabriel Lisbôa Veríssimo
Projeto de Graduação – UFRJ/ESCOLA
POLITÉCNICA/DEM. Departamento de Engenharia
Mecânica, 2020.
Referências Bibliográficas: p.111-115.
1. Refrigeração. 2. Refrigerantes Naturais. 3.
R744. 4. R717. 5. Ciclo de Refrigeração de
Compressão Mecânica de Vapor
I. Lisbôa Veríssimo, Gabriel. II. Universidade
Federal do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso
de Engenharia Mecânica. III. Título.
ii
Dedico este trabalho à Erica, Francisco, Giovanna, Sylvia, Ítalo, Jurema e Letícia, as
pessoas que mais me apoiaram ao longo de toda minha vida.
iii
AGRADECIMENTOS
Primeiramente gostaria de agradecer à minha família, pela criação, momentos que
passamos juntos, dificuldades superadas, importantes lições, amor e muita amizade. Agradeço
principalmente pela tenacidade que nossa família adquiriu em todas as dificuldades e como
ficamos cada vez mais unidos ao longo dos anos. Aos três que viveram comigo ao longo de
toda minha vida, meus pais Erica e Francisco e minha irmã Giovanna: agradeço todo o apoio
até o momento, não teria chegado aqui sem vocês.
A meus avós Sylvia, Jurema e Ítalo que influenciaram minha infância e sempre agiram
como pilar de suporte e asilo quando as coisas estavam mais difíceis do que nunca. Vocês foram
fundamentais para meu crescimento como ser humano e me motivaram a buscar conhecimento
para dar orgulho a vocês.
À Letícia, minha parceira bochechuda e amor da minha vida. Obrigado por estar sempre
a meu lado e me levantar quando eu fraquejava frente as dificuldades, acreditando em meu
potencial. Agradeço todos nossos passeios, discussões, risos e amor acumulado até então. Com
a conclusão deste ciclo, sinto que iremos nos aproximar mais da realização dos nossos sonhos.
Vamos andar lado a lado e conquistar o mundo.
Agradeço a todos os meus amigos pelas “zoeiras” e pôr em muitas vezes e em muitos
aspectos estarem à minha frente. Pude aprender muito com vocês e sinto que irei aprender ainda
mais a partir de agora. Espero que com a conclusão desse ciclo possamos ter mais tempo para
fazer os passeios de barco, viagens loucas, passeios eco legais e altas saídas para celebrar os
bons momentos.
. Agradeço em especial a dois amigos de vida que também estudaram na UFRJ, pelas
horas de estudo, motivação e parceria. A faculdade teria sido mais difícil sem vocês e por me
fazerem querer ser tão genial quando vocês. Agradeço a Jeronimo e Matheus. Esperem meu
CREA sair e vamos sair para comemorar com churrasco ou sushi.
E no mais a meus professores ao longo da minha vida, por transferirem seus
conhecimentos e acreditarem no futuro do nosso país, a UFRJ por me proporcionar um estudo
de qualidade e todos os professores do departamento de engenharia mecânica, minhas mais
sinceras gratidões. E um agradecimento em especial a meu orientador Gabriel, por ter me
apresentado e me encantado pelo mundo da refrigeração.
iv
次も その次も その次もまだ目的地じゃない
夢の景色を 景色を探すんだ宝島
Sakanaction, 新宝島
v
Resumo do Projeto de Graduação apresentado ao Departamento de Engenharia Mecânica da
Escola Politécnica da UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de
Engenheiro Mecânico.
PPROJETO DE REFRIGERAÇÃO EM ESTABELECIMENTO
HORTIFRUTIGRANJEIRO UTILIZANDO CICLOS CASCATA NH3-CO2
Giovanni Henrique Panno
Março/2020
Orientador: Gabriel Lisbôa Veríssimo, D.Sc.
Curso: Engenharia Mecânica
Um ciclo de refrigeração é um conjunto de máquinas que possui a função de gerar frio
para um ou mais ambientes que se desejam resfriar ou controlar a temperatura. Diversas
configurações distintas existem para realizar o processo de refrigeração. Para realizar o projeto
de um ciclo térmico corretamente é necessário conhecer as condições que operam as máquinas
e isso se deve principalmente a análise das cargas térmicas dos ambientes.
Este projeto de graduação busca apresentar uma proposição de dois ciclos distintos de
refrigeração de compressão mecânica à vapor utilizando refrigerantes naturais, para suprir a
demanda de frio de diversos ambientes de um Hortifruti Fazenda. Realizando o cálculo das
cargas térmicas dos recintos e comparando os ciclos segundo seus desempenhos e custos
pretende-se selecionar o ciclo mais adequado.
Palavras-chave: Refrigeração; Refrigerantes Naturais, R744, R717, Ciclo de Compressão
Mecânica de Vapor.
vi
Abstract of Undergraduate Project presented to Department of Mechanical Engineering of
POLI/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Mechanical Engineer.
REFRIGERATION PROJECT FOR A FARM HORTIFRUTI USING NH3-CO2
CASCADE CYCLES
Giovanni Henrique Panno
March/2020
Advisor: Gabriel Lisbôa Veríssimo, D.Sc.
Course: Mechanical Engineering
A refrigeration cycle it is a gathering of machines that has the function to generate cold
to one or more spaces where the intention is refrigerate or control the temperature. There are
many different configurations to do the refrigeration process. To develop a correct project of a
refrigeration cycle it is necessary to know about the machine’s condition, and it is due to the
heat loads of the spaces.
This undergraduate project presents a search to propose two different vapor-
compression cycles using natural refrigerants to supply the cold demand of different spaces in
a Farm Hortifruti. Calculating the heat loads and comparing the cycles’ efficiency and
operations costs to choose the most suitable cycle.
Keywords: Refrigeration; Natural Refrigerants; R744; R717; Vapor-Compression Cycle.
vii
ÍNDICE DO TRABALHO
1 INTRODUÇÃO .............................................................................................................. 1
1.1 APRESENTAÇÃO DO PROBLEMA................................................................... 1
1.2 LOCALIZAÇÃO DO ESTUDO ............................................................................ 2
1.3 MOTIVAÇÃO E IMPORTÂNCIA ....................................................................... 3
1.4 LIMITAÇÕES DO PROJETO............................................................................... 4
1.5 OBJETIVOS .......................................................................................................... 4
1.6 DESCRIÇÃO DO TRABALHO ........................................................................... 5
2 REFRIGERAÇÃO .......................................................................................................... 7
2.1 REFRIGERAÇÃO ................................................................................................. 7
2.1.1 Ar condicionado ............................................................................................ 7
2.1.2 História .......................................................................................................... 7
2.2 CONFORTO TÉRMICO ....................................................................................... 9
2.2.1 Temperatura e Umidade do Ar Interior ......................................................... 9
2.2.2 Qualidade do Ar Interior .............................................................................. 10
2.3 CONSERVAÇÃO DE ALIMENTOS .................................................................. 14
3 CICLOS DE REFRIGERAÇÃO E EQUIPAMENTOS ................................................ 19
3.1 CICLOS DE REFRIGERAÇÃO .......................................................................... 20
3.1.1 Ciclos de Compressão Mecânica de Vapor .................................................. 21
3.1.2 Ciclos de Refrigeração de Carnot ................................................................ 22
3.1.3 Ciclo de Refrigeração Ideal .......................................................................... 23
3.1.4 Ciclo de Refrigeração com Múltiplos Evaporadores ................................... 24
3.1.5 Ciclo de Refrigeração com Múltiplos Estágios de Compressão .................. 25
viii
3.1.6 Ciclo de Refrigeração Cascata ..................................................................... 26
3.1.7 Ciclos Reais.................................................................................................. 27
3.2 EQUIPAMENTOS................................................................................................ 27
3.2.1 Compressores ............................................................................................... 28
3.2.2 Trocadores de Calor ..................................................................................... 29
3.2.3 Dispositivos de Expansão ............................................................................ 34
3.2.4 Equipamentos Flash ..................................................................................... 35
3.2.5 Bombas......................................................................................................... 36
3.2.6 Ventiladores ................................................................................................. 37
3.3 ANÁLISE TERMODINÂMICA DOS EQUIPAMENTOS ................................. 37
3.3.1 Análise do Condensador .............................................................................. 39
3.3.2 Análise do Evaporador ................................................................................. 39
3.3.3 Análise do Dispositivo de Expansão ............................................................ 40
3.3.4 Análise do Compressor ................................................................................ 40
3.3.5 Análise da Bomba ........................................................................................ 41
3.3.6 Análise do Trocador Intermediário .............................................................. 42
3.3.7 Análise do Tanque de Flash ......................................................................... 42
3.4 SISTEMAS COMERCIAIS DE REFRIGERAÇÃO ............................................ 43
3.4.1 SPLIT ........................................................................................................... 44
3.4.2 Multi SPLIT ................................................................................................. 45
3.4.3 Self Contained .............................................................................................. 45
3.4.4 VRF .............................................................................................................. 46
3.4.5 Sistemas de Expansão Indireta com Água Gelada ....................................... 47
3.4.6 Câmaras Frigoríficas .................................................................................... 48
ix
4 FLUÍDOS REFRIGERANTES...................................................................................... 50
4.1 VISÃO GERAL E EVOLUÇÃO .......................................................................... 50
4.2 DESTRUIÇÃO DA CAMADA DE OZÔNIO ..................................................... 52
4.3 FLUÍDOS REFRIGERANTES NATURAIS ....................................................... 53
4.3.1 NH3 .............................................................................................................. 54
4.3.2 CO2 .............................................................................................................. 54
4.3.3 Hidrocarbonetos: Isobutano e Propano ........................................................ 55
4.4 CICLOS DE CO2.................................................................................................. 55
5 PROCESSOS DE TRATAMENTO DE AR, PSICROMETRIA E CARGA
TÉRMICA ......................................................................................................................... 60
5.1 PSICROMETRIA E PROCESSOS DE TRATAMENTO DE AR ....................... 61
5.1.1 Psicrometria ................................................................................................. 61
5.1.2 Processos de Tratamento de Ar .................................................................... 63
5.2 PROCESSOS DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR ........................................... 69
5.2.1 Condução ..................................................................................................... 69
5.2.2 Convecção .................................................................................................... 71
5.2.3 Radiação ....................................................................................................... 71
5.3 CARGA TÉRMICA .............................................................................................. 73
5.3.1 Conforto Térmico ......................................................................................... 73
5.3.2 Conservação de Alimentos........................................................................... 80
5.4 CONDIÇÕES DO AR DE INSUFLAMENTO .................................................... 81
5.4.1 Condições Térmicas ..................................................................................... 81
5.4.2 Vazão de Insuflamento ................................................................................. 82
5.5 SOFTWARES ....................................................................................................... 83
x
5.5.1 COOLPACK ................................................................................................ 83
5.5.2 Folha de Cálculo de Carga Térmica ............................................................. 84
5.5.3 Folha de Cálculo Ciclo de Refrigeração ...................................................... 84
5.54 HeatCraft ....................................................................................................... 85
6 CÁLCULOS DE PROJETO .......................................................................................... 86
6.1 CÁLCULO DE CARGAS TÉRMICAS ............................................................... 86
6.1.1 Hortifrúti ...................................................................................................... 86
6.1.2 Restaurante ................................................................................................... 87
6.1.3 Depósito de Alimentos ................................................................................. 88
6.1.4 Armazém ...................................................................................................... 90
6.1.5 Salas de Descanso ........................................................................................ 91
6.1.6 Salas de Conforto ......................................................................................... 92
6.1.7 Carga Térmica Global .................................................................................. 93
6.2 CONDIÇÕES DO AR DE INSUFLAMENTO .................................................... 95
6.3 AVALIAÇÃO DOS CICLOS PROPOSTOS ....................................................... 97
6.3.1 Ciclos Proposto 1 ......................................................................................... 97
6.3.2 Ciclo Proposto 2 ........................................................................................... 99
6.3.3 Avaliação Energética .................................................................................. 102
6.4 SELEÇÃO DO CICLO ........................................................................................ 104
6.5 DIMENSIONAMENTO DE CÃMARAS FRIGORÍFICAS PARA
COZINHA .................................................................................................................. 105
7 CONCLUSÃO DO TRABALHO ................................................................................. 109
7.1 CONCLUSÃO ..................................................................................................... 109
7.2 TRABALHOS FUTUROS .................................................................................. 110
xi
8 REFERÊNCIAS BIBLIOGRAFIAS ............................................................................ 111
ANEXOS ......................................................................................................................... 116
A - PLANTA BAIXA DO TÉRREO
B - CARTA PSICROMÉTRICA
xii
LISTA DE FIGURAS
Figura 1.1 – Projeto Conceitual do Hortifruti Fazenda ...................................................... 1
Figura 1.2 – Projeto Conceitual do Hortifruti Fazenda ...................................................... 2
Figura 1.3 – Localização do terreno ................................................................................... 3
Figura 2.1 – Sistema de renovação de ar .......................................................................... 10
Figura 2.2 – Processos de congelamento .......................................................................... 17
Figura 3.1 – Ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor ........................... 19
Figura 3.2 – Ciclo de absorção de água-brometo de lítio ................................................. 20
Figura 3.3 – Ciclo de Carnot ............................................................................................. 21
Figura 3.4 – Ciclo Ideal de Refrigeração .......................................................................... 23
Figura 3.5 – Ciclo com dois Evaporadores ....................................................................... 24
Figura 3.6 – Ciclos com duplo estágio de compressão a) Com tanque de Flash b) Com
Trocador Casco-Serpentina ............................................................................................... 25
Figura 3.7 – Ciclo Cascata ................................................................................................ 26
Figura 3.8 – Compressor volumétrico rotativo parafuso .................................................. 27
Figura 3.9 – Compressor volumétrico alternativo cilindro-pistão .................................... 28
Figura 3.10 – Compressor dinâmico centrífugo ................................................................ 28
Figura 3.11 – Torre de Resfriamento ................................................................................ 29
Figura 3.12 – Radiador de Carro ....................................................................................... 29
Figura 3.13 – Trocador tubular casco-tubo ....................................................................... 30
Figura 3.14 – Configuração de escoamento a) corrente paralela b) contracorrente ......... 31
Figura 3.15 – Configuração de correntes cruzadas ........................................................... 31
Figura 3.16 – Configuração de múltiplos passes .............................................................. 31
Figura 3.17 – Evaporador de placa ................................................................................... 32
xiii
Figura 3.18 – Esquema de uma torre de resfriamento ...................................................... 33
Figura 3.19 – Válvula de expansão termostática .............................................................. 34
Figura 3.20 – Desenho esquemático tanque de flash ........................................................ 34
Figura 3.21 – Desenho bomba centrífuga ......................................................................... 36
Figura 3.22 – Ventilador do tipo centrífugo ..................................................................... 36
Figura 3.23 – Volume de controle do condensador .......................................................... 38
Figura 3.24 – Volume de controle do evaporador ............................................................ 39
Figura 3.25 – Volume de controle do dispositivo de expansão ........................................ 39
Figura 3.26 – Volume de controle do compressor ............................................................ 40
Figura 3.27 – Volume de controle da bomba .................................................................... 40
Figura 3.28 – Volume de controle do trocador de calor intermediário ............................. 41
Figura 3.29 – Volume de controle do tanque de flash ...................................................... 42
Figura 3.30 – Sistema SPLIT High Wall .......................................................................... 43
Figura 3.31 – Sistema Multi SPLIT .................................................................................. 44
Figura 3.32 – Sistema Self Contained ............................................................................... 45
Figura 3.33 – Sistema VRF ............................................................................................... 46
Figura 3.34 – Funcionamento de um Chiller .................................................................... 47
Figura 3.35 – Sistema de Termoacumulação .................................................................... 47
Figura 3.36 – Câmara frigorífica de alvenaria .................................................................. 48
Figura 3.37 – Câmara frigorífica modular ........................................................................ 48
Figura 4.1 – Ciclo de Chapman ........................................................................................ 52
Figura 4.2 – Ciclos transcrítico e subcrítico em diagrama P x h ...................................... 55
Figura 4.3 – Ciclo Cascata NH3-CO2 .............................................................................. 56
Figura 4.4 – Ciclo com Multi Evaporadores ..................................................................... 57
xiv
Figura 4.5 – Ciclo Subcrítico Cascata com Multi Evaporadores 1 ................................... 58
Figura 4.6 – Ciclo Subcrítico Cascata com Multi Evaporadores 2 ................................... 59
Figura 5.1 – Processos de Tratamento de Ar .................................................................... 63
Figura 5.2 – Processo de Aquecimento/Resfriamento Sensível ....................................... 63
Figura 5.3 – Processo de Resfriamento com Desumidificação ......................................... 64
Figura 5.4 – Aquecimento com Umidificação .................................................................. 66
Figura 5.5 – Mistura Adiabática de Duas Correntes de Ar ............................................... 67
Figura 5.6 – Mistura Adiabática de Ar Úmido com Injeção de Água .............................. 67
Figura 5.7 – Movimentação de Ar .................................................................................... 68
Figura 5.8 – Análise Psicrométrica dos Pontos em um Sistema de Caminho Único ........ 81
Figura 6.1 – Bloco Hortifruti ............................................................................................ 86
Figura 6.2 – Bloco do Restaurante .................................................................................... 87
Figura 6.3 – Depósito Pequeno ......................................................................................... 88
Figura 6.4 – Bloco do Armazém ....................................................................................... 90
Figura 6.5 – Bloco Salas de Descanso .............................................................................. 91
Figura 6.6 – Bloco Salas de Conforto ............................................................................... 92
Figura 6.7 – Progressão da Carga Térmica Total de Conforto ao Longo de um Ano ...... 93
Figura 6.8 – Progressão da Carga Térmica Total de Armazenamento ao Longo de um
Ano ................................................................................................................................... 94
Figura 6.9 – Custo Máximo da Energia no Verão ........................................................... 102
Figura 6.10 – Custo Máximo da Energia no Inverno ....................................................... 103
Figura 6.11 – Parâmetros de Dimensionamento da Câmara de Hortaliças ...................... 105
Figura 6.12 – Parâmetros de Dimensionamento da Câmara de Congelados ................... 106
xv
LISTA DE TABELAS
Tabela 1.1 – Aspectos Legais Construção ......................................................................... 3
Tabela 2.1: Parâmetros de Conforto ................................................................................. 10
Tabela 2.2 – Distância mínima de possíveis fontes de poluição ....................................... 13
Tabela 2.3 – Faixa de temperatura mínima e ótima de microrganismos .......................... 15
Tabela 2.4 – Temperatura e tempo indicados para preservação de alimentos .................. 16
Tabela 2.5 – Classificação de produtos de acordo com a sensibilidade ao frio ................ 17
Tabela 2.6 – Temperatura de armazenamento e tempo de consumo de congelados ........ 18
Tabela 2.7 – Umidade relativa de produtos alimentícios .................................................. 18
Tabela 4.1 – Níveis de Segurança ..................................................................................... 51
Tabela 4.2 – Classificação dos Níveis de GWP ................................................................ 52
Tabela 5.1 – Acréscimo de Temperatura .......................................................................... 75
Tabela 5.2 – Coeficiente de Redução ................................................................................ 76
Tabela 5.3 – Coeficiente Global de Transmissão de Calor U para dutos [W/m2oC] ....... 76
Tabela 5.4– Trocas de Ar por Hora nos Recintos ............................................................. 79
Tabela 6.1 – Alimentos Resfriados no Depósito de Alimentos ........................................ 89
Tabela 6.2 – Alimentos Resfriados no Armazém ............................................................. 90
Tabela 6.3 – Equipamentos Utilizados no Bloco Salas de Conforto ................................ 92
Tabela 6.4 – Carga Térmica de Conforto Total em kW .................................................... 94
Tabela 6.5 – Cargas Térmicas de Armazenamento Total em kW .................................... 95
Tabela 6.6 – Discretização das Cargas Térmicas .............................................................. 96
Tabela 6.7 – SHR calculados ............................................................................................ 96
Tabela 6.8 – Temperaturas de Ar de Insuflamento ........................................................... 97
Tabela 6.9 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 1 para Verão ...................................... 97
xvi
Tabela 6.10 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 1 para Verão ......... 98
Tabela 6.11 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 1 para Inverno ................................. 98
Tabela 6.12 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 1 para Inverno ....... 99
Tabela 6.13 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 2 para Verão ................................... 100
Tabela 6.14 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 2 para Verão ........ 100
Tabela 6.15 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 2 para Inverno ................................ 101
Tabela 6.16 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 2 para Inverno ...... 101
Tabela 6.17 – Progressão do Preço da Energia ................................................................ 102
Tabela 6.18 – Consumos Energéticos dos Ciclos ............................................................ 103
Tabela 6.19 – Parâmetros Relevantes do Ciclo 2 ............................................................. 105
1
1 – INTRODUÇÃO
1.1 – Apresentação do Problema
O presente estudo, tem por finalidade o dimensionamento de um ciclo de refrigeração
por compressão mecânica de vapor para suprir a demanda de frio de um projeto arquitetônico
conceitual. O projeto, cedido pela arquiteta Hanna Danielle Brasil Souza, CAU de número
A148935-6, é seu projeto de graduação para obtenção do título de arquiteta, SOUZA [1]. A
construção analisada é um hortifrúti fazenda, contendo tanto instalações de produção de
alimentos como laboratórios microbiológicos, estoque de alimentos, restaurante, mercado e
áreas comuns. É possível ter um vislumbre conceitual do projeto nas Figuras 1.1 e 1.2.
Figura 1.1 – Projeto Conceitual do Hortifruti Fazenda. Retirado de SOUZA [1].
2
Figura 1.2 – Projeto Conceitual do Hortifruti Fazenda. Retirado de SOUZA [1].
A manutenção da qualidade adequada para cada ambiente requer um estudo minucioso
das condições de temperatura e umidade dos ambientes, cada qual tendo uma necessidade
específica e distintas entre si. O estudo das cargas térmicas geradas pelas condições internas
necessárias e por outros fatores como iluminação, pessoas, insolação, condução, entre outros,
se faz necessário. Após a obtenção desses dados é possível propor soluções que consigam
atender as demandas de frio do local.
1.2 – Localização do Estudo
O projeto de arquitetura foi desenvolvido para ser realizado na rua Prefeito Olímpio de
Melo, número 721, bairro Vasco da Gama, Rio de Janeiro, RJ, Brasil, como é possível ver na
Figura 1.3, conforme especificado em [1]. Na Tabela 1.1 é possível verificar os aspectos legais
da construção em questão.
3
Figura 1.3 – Localização do terreno. Retirado de [1].
Tabela 1.1 – Aspectos Legais Construção. Retirado de [1].
Legislação
Área 10656,13 m2
Região Administrativa VII - São Cristóvão
Área de Planejamento 1
Zoneamento ZUM 2 SC
Área Total Edificada
(ATE) 31968,39 m2
Taxa de Ocupação Não possui
Permeabilidade Mínima 15%
Gabarito 25m h
Afastamento
3m frontal, laterais e
fundos
Mínimo de Vagas 174
1.3 – Objetivos
O objetivo principal do estudo é a concepção de um ciclo de compressão mecânica de
vapor, que consiga atender as necessidades de frio dos ambientes estudados. Atuando dois
fluidos refrigerantes naturais, o dióxido de carbono (CO2) e a amônia (NH3). Pretende-se a
4
concepção e comparação de dois ciclos distintos para avaliar qual possui a maior eficiência
energética para atender às necessidades do recinto estudado.
Um segundo objetivo é a realização de um estudo de análise de custo de operação do
ciclo ao longo de 10 anos de operação, analisando uma precificação energética, baseada na
evolução história do preço da energia elétrica no Brasil.
1.4 – Motivação e Importância
A motivação principal para o desenvolvimento desse trabalho é a utilização de conceitos
absorvidos ao longo da graduação a fim da obtenção de solução que atenda às necessidades de
uma construção. A concepção de ciclos com a utilização de refrigerantes naturais é de suma
importância para a criação de uma base científica atualizada, uma vez que eles não são
prejudiciais à camada de ozônio e, em geral, possuem baixa contribuição para o efeito estufa
quando comparado com os demais fluídos refrigerantes. A transição de fluidos refrigerantes
teve início após o protocolo de Montreal, quando os estudos sobre o impacto dos refrigerantes
artificias na camada de ozônio começou a ficar claro, ABAS et al [2].
Estudos sobre a utilização do dióxido de carbono (CO2) em sistemas de refrigeração por
compressão mecânica de vapor são realizados por diversas vantagens em relação a outros
fluídos, tal como como seu baixo custo de obtenção, dado que este é subproduto de diversas
aplicações, além de serem bons substitutos para outro refrigerante, o R404, CICONKOV [3].
Já a amônia (NH3) é utilizada mais amplamente em sistemas de refrigerações industriais [3].
1.5 – Limitações do Projeto
O projeto apresenta diversas limitações, principalmente por ser um estudo conceitual,
carência de pontos de coleta de água condensada, informações sobre iluminação, número de
funcionários e clientes, disposição de elementos de fundação, pontos de eletricidade,
informações acerca dos materiais de parede, quantidade de cada produto condicionado,
maquinário e outros.
Com isso, o estudo foca essencialmente no estudo de cargas térmicas, apresentando
informações ora baseadas em normas técnicas e ora criando suposições para simplicidade de
cálculo. Não é realizado o estudo dos sistemas de distribuição de ar, como dutos e ventiladores,
o que irá impactar diretamente na carga térmica local e no custo de operação dos ciclos. No
entanto, são avaliadas as condições de ar de insuflamento. Vale ressaltar que todos os
5
compressores terão 100% de eficiência isentrópica e que os trocadores possuem efetividade de
85%, para simplificar a análise.
Ao longo do estudo, só é avaliada a necessidade de climatização do piso térreo, anexo
A, devido à alta complexidade do edifício. A tomada de decisão é feita em cima análise da carga
térmica, realizada ao longo das condições máximas. A análise da carga térmica é feita para o
momento de máximo consumo, para duas estações do ano, inverno e verão, com metodologias
simplificadas de análise em planilhas de Excel, fundamentada em referências apresentadas ao
longo do trabalho.
1.6 – Descrição do Trabalho
O trabalho de graduação está dividido em 7 capítulos, resumidos nesta seção: Capítulo
1 – Introdução, Capítulo 2 – Refrigeração, Capítulo 3 – Ciclos de refrigeração e equipamentos,
Capítulo 4 – Fluídos Refrigerantes, Capítulo 5 – Processos de tratamento de ar, psicrometria e
carga térmica, Capítulo 6 – Cálculos de projeto, Capítulo 7 – Conclusão e finalmente a
referências bibliográficas e anexos.
O Capítulo 1 apresenta os objetivos do estudo, sua importância e limitações referentes
aos cálculos do projeto. É apresentado o projeto arquitetônico, sobre o qual feito é realizado o
estudo de carga térmica e análise de ciclo, bem como sua localidade geográfica e sua direção
em relação ao Sol. Além de realizar a descrição do trabalho.
O Capítulo 2 apresenta o conceito de refrigeração, também falando sobre a história da
refrigeração de forma simplificada, tratando um pouco sobre a evolução dos ciclos de
refrigeração. Também é realizado um estudo teórico sobre as condições de conforto térmico,
considerando temperatura, umidade e qualidade do ar interior. Além de realizar um estudo
bibliográfico em cima de processos de conservação de alimentos, analisando o comportamento
microbiológico na conservação por refrigeração e congelamento.
O Capítulo 3 traz o embasamento teórico dos ciclos de compressão mecânica de vapor
e de absorção, os ciclos mais utilizados, mas com enfoque maior no ciclo de compressão
mecânica de vapor, apresentando suas variantes e os equipamentos mais utilizados. Também é
realizada a análise termodinâmica de cada componente. Por fim, faz-se uma breve análise dos
sistemas mais comercializados de refrigeração.
O Capítulo 4 apresenta a evolução histórica dos fluidos refrigerantes de forma breve e
a percepção de seus impactos na camada de ozônio. O mecanismo de destruição da camada de
ozônio causado pela presença de alguns fluidos refrigerantes também é mostrado.
6
Adicionalmente, é realizada uma revisão qualitativa dos fluidos refrigerantes naturais. Por fim,
também são comentados os ciclos de refrigeração tipicamente utilizados pelo CO2. Os ciclos
propostos com a finalidade de atender a demanda de frio do local também são apresentados.
O Capítulo 5 traz a análise termodinâmica dos processos de tratamento de ar,
apresentando também o estudo psicrométrico, bem como a carta psicrométrica utilizadas. Além
disso, todo o embasamento teórico para o cálculo de cargas térmicas, tanto para conforto
térmico, quanto para conservação de alimentos, também é apresentado neste capítulo.
No Capítulo 6 estão presentes todos os cálculos acerca do projeto em questão.
Apresentados em seções separadas, para cálculo das propriedades do ar insuflado e de carga
térmica. Também são apresentadas as análises dos ciclos propostos e posterior análise
energética, utilizada na tomada de decisão do ciclo utilizado.
O Capítulo 7 apresenta a finalização do trabalho, concluindo qual é a melhor escolha
tanto do ponto de vista energético, quanto do ponto de vista operacional. Comentando também
os possíveis estudos futuros a serem realizados, sendo elas, estudo via EnergyPlus,
dimensionamento do sistema de dutos, implementação de energias renováveis,
dimensionamento dos sistemas hidráulicos, custo com refrigerante, custo com mão de obra e
manutenção mecânica (PMOC).
7
2 – REFRIGERAÇÃO E SUAS APLICAÇÕES
2.1 – Refrigeração
2.1.1 – Ar condicionado
Segundo a ASHRAE (American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning
Engineers) [4], condicionamento de ar é descrito como o processo de tratamento do ar,
controlando temperatura, umidade, pureza e distribuição de ar para atender às necessidades do
ambiente. Em determinadas aplicações, o condicionamento de ar controla também o nível de
pressão interna em comparação aos ambientes vizinhos, ABNT [5].
Os sistemas de refrigeração podem ser utilizados em múltiplas aplicações, domésticas,
comerciais e industriais. Para aplicações domésticas, destacam-se a utilização para conforto
térmico, climatização de ambientes e conservação de alimentos. Em sistemas comerciais,
podem ser usados em supermercados e frigoríficos para fornecer baixas temperaturas de
conservação de alimentos e outros produtos. Industrialmente, os sistemas de refrigeração são
empregados no controle da temperatura e da umidade de processos. Além das aplicações
anteriores, os sistemas de refrigeração também podem ser usados em processos de transporte
de cargas, retirada de calor de data centers e ainda, o mais habitual para os seres humanos, em
refrigeradores domésticos.
2.1.2 – História
A história da refrigeração é datada desde o início dos tempos antigos. Diversas
civilizações possuíam o entendimento do conceito de refrigeração para a conservação de
alimento. De acordo com CARSON [6], egípcios, chineses e homens das cavernas possuíam
conhecimentos acerca de produção natural de gelo e como utilizá-lo.
Segundo IIFIIR [7], a refrigeração natural, que começou desde os tempos antigos, ainda
era muito utilizada ainda no começo do século XX. O gelo oriundo os grandes lagos e rios do
norte dos Estados Unidos, eram coletados, cortados e exportados para o globo, chegando a
países como Índia e Inglaterra, BRILEY [8].
Devido ao crescente aumento da população mundial e urbanização dos países, a
necessidade por gelo aumentou, fomentando assim o interesse pela construção de criação de
gelo de maneira controlada e segura [6]. Os primeiros sistemas mecânicos surgiram ao longo
8
do século XIX, utilizando refrigerantes como dióxido de carbono, éteres, dióxido sulfúrico.
Entre os anos de 1850 e 1920, foram desenvolvidos sistemas mecânicos, produtores de gelo,
que conseguiam competir no mercado de gelo coletado naturalmente [8].
Segundo IIFIIR [7], os sistemas de refrigeração podem ser divididos em duas categorias
principais: sistemas mecânicos e sistemas de térmicos. Os sistemas mecânicos são separados
em sistemas de compressão mecânica de vapor e em sistemas de ciclos de gases. Já os sistemas
térmicos são separados em absorção, adsorção e ejeção. Pode-se também concluir que os mais
comercialmente utilizados e desenvolvidos foram os sistemas de compressão mecânica de
vapor e de absorção. Os demais sistemas, são utilizados em aplicações de específicas.
Em 1805, Oliver Evans foi o primeiro a descrever o ciclo de compressão mecânica a
vapor. Mas, a primeira máquina baseada nesse ciclo só veio a surgir em 1835, patenteada pelo
americano Jacob Perkins [7]. No entanto, a primeira máquina, que se mostrou eficaz em escala
industrial, foi manufaturada por James Harrison entre 1855 e 1857. Ambas as máquinas
desenvolvidas utilizam éteres etílicos. Ao longo dos anos seguintes, outros refrigerantes como
dióxido de carbono (CO2), amônia (NH3) foram descobertos. Em 1930, o primeiro CFC
(clorofluorcarbono), R-12 foi desenvolvido por Thomas Midgley [7].
O processo de evolução também se estendeu aos outros componentes do sistema de
compressão, que ao longo do século XIX foram se tornando mais leves e mais potentes [7].
Podendo citar os compressores do tipo parafuso de dois rotores e o de um rotor, desenvolvidos,
respectivamente, por A. Lysholm, em 1934 e por B. Zimmern em 1967 [7]. Além desses foram
desenvolvidos compressores do tipo scroll, em 1970 na França, e compressores do tipo
centrífugo, pelo americano Willian Carrier. Adicionalmente, trocadores de calor ao longo dos
anos se tornaram mais leves e mais eficientes [7].
Quanto aos sistemas de absorção, no início da década de 1880, eram operados no Texas
os sistemas de amônia-água de Ferdinand Carré [8]. As máquinas possuíam capacidade de
produção de 1000 lb de gelo por dia. O calor necessário para o acionamento das máquinas era
feito através da queima de madeira. Ao longo do século XIX, o conceito por trás da
termodinâmica do ciclo de Carré foi sendo mais estudado. Assim, na década de 1940 surgiu nos
Estados Unidos o ciclo de absorção brometo de lítio-água, o qual é atualmente o ciclo de
absorção mais utilizado no ramo de condicionamento de ar [7].
O século XX apresentou um aumento muito significativo quanto ao uso dos sistemas de
refrigeração. O progresso tecnológico de máquinas e refrigerantes, aliados a sistemas de
produção em série, como o fordismo e o toyotismo, possibilitou uma expansão não somente
9
para a indústria alimentícia, mas também para conforto térmico, ampliando o uso em
residências, lojas, hotéis e diversas construções pelo globo [6].
2.2 – Conforto Térmico
O conforto térmico é definido pela ASHRAE como uma condição mental que expressa
satisfação com as condições térmicas do meio de forma subjetiva [4]. Esta definição leva em
conta que cada indivíduo percebe uma sensação térmica diferente para um mesmo ambiente.
Embora a sensação de conforto térmico seja diferente, existe certa padronização que atende a
um maior percentual da população.
A sensação de conforto térmica não é somente um problema subjetivo, é função de
diversos fatores externos FROTA [9]. Pode ser mensurado dependendo da atividade física
desenvolvida, vestimenta, temperatura e umidade. Além de fatores fisiológicos como sexo do
indivíduo, idade, biotipo e hábitos alimentares [9].
Análises de conforto térmico são fundamentadas para atender às necessidades de
climatização de um recinto, com o foco de manter a qualidade de ar interior adequada para a
permanência de seres humanos. Em processos distintos a análise do ar será diferente, o que
requer uma análise de normas apropriadas.
2.2.1 – Temperatura e Umidade do Ar Interior
Segundo a norma brasileira ABNT 16401 [5], por ser essencialmente subjetiva não é
possível determinar e alcançar condições que proporcionem conforto a 100% das pessoas.
Assim, o ambiente de conforto térmico é aquele no qual uma maioria de 80% ou mais de
indivíduos se sinta confortável ao estarem no ambiente, [5].
Ainda segundo a norma, os parâmetros ambientais que afetam o conforto térmico são a
temperatura de operação, velocidade do ar e umidade relativa. Os valores desses parâmetros
dependem das características pessoais, sendo eles o tipo de roupa e o nível de atividade física.
A avaliação em cima da vestimenta é representa pela unidade “clo” (1 clo = 0,155 m2K/W), que
representa a resistência térmica à troca de calor do corpo com o ambiente. Já a taxa metabólica
responsável pela avaliação da atividade física é expressa em “met” (1 met = 58,2 W/m2).
10
A Tabela 2.1 apresenta as condições para duas estações do ano, inverno e verão, onde
as pessoas estão trajando roupas típicas da estação e em atividade sedentária ou leve (1-1,2
met).
Tabela 2.1: Parâmetros de Conforto segundo ABNT [5].
Verão (0,5 clo) Inverno (0,9)
Temperatura e Umidade 22,5 a 25,5 C
(umidade relativa de 65%)
21,0 a 23,5 C
(umidade relativa de 60%)
Temperatura e Umidade 23,0 a 26,0 C
(umidade relativa de 35%)
21,5 a 24,0 C
(umidade relativa de 30%)
Velocidade Ar
(distribuição convencional)
0,20 m/s
(grau de turbulência entre 30
e 50%)
0,15 m/s
(grau de turbulência entre 30
e 50%)
Velocidade Ar
(fluxo de deslocamento)
0,25 m/s
(grau de turbulência inferior
a 10%)
0,20 m/s
(grau de turbulência inferior
a 10%)
2.2.2 – Qualidade do Ar Interior
Primeiramente é necessário entender alguns conceitos sobre renovação de ar. O ar
insuflado é o ar ventilado para o interior do ambiente condicionado, deslocado geralmente por
ventiladores. O ar de exaustão é o ar deslocado para o exterior do ambiente condicionado,
retirando impurezas geradas no interior do recinto. O ar de retorno, pode ser reinserido no
sistema ou rejeitado para fora do sistema. O ar recirculado é inserido novamente ao sistema,
resultando em uma menor quantidade de energia requerida pelo sistema no condicionamento
de ar. Finalmente, o ar exterior é captado da atmosfera, tratado e inserido no sistema. Na Figura
2.1 é ilustrado um exemplo de um sistema básico de ar condicionado central, com foco no
tratamento do ar.
11
Figura 2.1 – Sistema de renovação de ar.
Segundo a ABNT [5], a qualidade do ar interior aceitável é alcançada atendendo
parâmetros mínimos especificados. Para obter uma qualidade apropriada, é necessário regular
os fatores de vazão de ar exterior, analisar o nível de filtragem e atender a requisitos técnicos
dos sistemas de componentes relativos à qualidade do ar.
A qualidade do ar é controlada por meio da renovação por ar exterior e por sua filtragem
do ar insuflado. A renovação reduz a concentração de poluentes gasosos, biológicos e químicos,
que não são retirados na filtragem [5]. A filtragem de ar ajuda na diminuição dos poluentes
externos e nos que são gerados internamente devido ao fluxo de pessoas e geração de poluentes,
evitando o acúmulo no interior do ambiente. A qualidade é dita aceitável se não possuir
concentração de poluentes prejudicial à saúde e quando proporcionar bem-estar para 80% ou
mais dos ocupantes.
• Vazão de ar exterior
A vazão de ar exterior requerida pelo ambiente é estipulada pela metodologia descrita
por ASHRAE [10]. E esta é subdividida em diversas etapas de cálculo, separada em diversos
tópicos apresentados a seguir.
i. Vazão eficaz de ar exterior (Vef): pode ser expressa como a soma de duas partes,
avaliadas independentemente, relacionadas aos indivíduos e à área ocupada,
representada por,
Vef=Pz Fp+Az Fa (2.1)
12
Vef é a vazão eficaz de ar exterior, em L/s, Fp é a vazão por pessoa, em L/s·pessoa, Fa é
a vazão por área útil ocupada, em L/s·m2, Pz é o número máximo de pessoas, e Az é área
útil ocupada pelas pessoas, em m2. Os valores Fp e Fa são obtidos a partir da norma
técnica ABNT 16401-3, também apresentada no anexo X. Sendo valores de projeto
durante o dimensionamento do sistema de ventilação. A tabela apresenta ainda valores
de densidade de ocupação, caso não se conheça o valor de Pz.
ii. Vazão a ser suprida na zona de ventilação (Vz): é entendida como a vazão eficaz
corrigida pela eficiência de distribuição de ar, e pode ser calculada como,
Vz = Vef/Ez (2.2)
Vz é a vazão de ar exterior a ser suprida na zona de ventilação e Ez é a eficiência da
distribuição de ar na zona. Os valores das eficiências de distribuição são encontrados na
norma ABNT 16401-3.
iii. Vazão de ar exterior (Vs): pode apresentar diversas formas de cálculo dependendo de
qual condição do ambiente se deseja analisar. Para um sistema com zona única, a vazão
de ar exterior é igual a variável Vz. Já para sistemas com múltiplas zonas e 100% de ar
exterior, é considerado que Vs corresponde ao valor do somatório das áreas unitárias.
Quando um sistema supre uma mistura de ar exterior e ar recirculado a várias zonas de
ventilação, a vazão de ar exterior é estipulada pela equação,
Vs = (D ∑(Pz Fp) + ∑(Az Fa))/Ev (2.3)
onde Ps é o total de pessoas, de forma simultânea, presentes nos locais climatização e
∑Pz é a soma das pessoas previstas em cada zona. D é o fator de diversidade de ocupação
e Ev é a eficiência do sistema de ventilação em suprir a vazão eficaz de ar exterior, os
quais podem ser obtidos, respectivamente, por,
D =Ps
∑ Pz
(2.4)
Zac = Vz/Vt (2.5)
13
Na Eq. (5), Vz é a vazão de ar exterior requerida na zona de ventilação e Vt é a vazão
insuflada na zona. É preciso observar que o parâmetro Zac é calculado para todas as
zonas do sistema. Os valores das eficiências a serem adotados podem ser encontrados
na tabela 3 da norma ABNT 16401-3, bem como algumas notas importantes acerca do
seu uso.
• Tomada de ar exterior
Segundo a ABNT [5], a tomada de ar exterior deve ser a mais afastada possível de
potenciais fontes de poluição, na parte externa do recinto, obrigatoriamente. Devem respeitar
também as distâncias mínimas informadas na Tabela 2.2. Quando as fontes estão contaminadas,
devem ser instaladas unidades despoluidoras de ar na tomada de ar. As unidades de captação
devem conter telas para contenção de insetos e impedir a construção de ninhos de pássaros.
Tabela 2.2 – Distância mínima de possíveis fontes de poluição segundo ABNT [5].
Entrada de garagens, estacionamentos ou drive-in 5 m
Docas de carga e descarga, estacionamento de ônibus 7,5 m
Estradas, ruas com pouco movimento 1,5 m
Estradas, ruas com tráfego pesado 7,5 m
Telhados, lajes, jardins ou outra superfície horizontal 1,5 m
Depósitos de lixo e área de colocação de caçambas 5 m
Locais reservados a fumantes (fumódromos) 4 m
Torres de resfriamento 10 m
• Filtragem de ar
O sistema de condicionamento deve filtrar o ar de forma contínua, retirando os materiais
particulados advindos dos ambientes interior e exterior. Essa filtragem tem a finalidade de
reduzir a acumulação de poluentes nos equipamentos e dutos e contribuir para a redução da
concentração de poluentes no interior [5].
Os filtros utilizados em equipamentos de climatização atendem à resolução EN 779,
contendo 3 classificações quanto à retenção de material particulado. Os filtros grossos são
classificados entre as classes G1 e G4, os médios classificados entre M5 e M6 e os filtros finos
14
são classificados entre F7 e F9. Adicionalmente, na norma ABNT 16401 é possível verificar a
classe indicada para cada aplicação específica.
Segundo a ABNT [5], os filtros devem ser instalados nas unidades de tratamento de ar,
a montante dos trocadores de calor. Utilizando dois estágios de filtragem, sendo o segundo
instalado após a descarga das unidades de tratamento de ar. Além disso, um pré-filtro adicional,
de classe mínima G4, deve ser instalado quando o ar exterior for suprido por dutos a diversos
condicionadores a partir de um ventilador central, e quando o ar exterior é admitido em sala
que serve de plenum de mistura para o equipamento.
2.3 – Conservação de Alimentos
Em 1837, Louis Pasteur realizou uma descoberta que revolucionou o entendimento
sobre o mundo, a existência de microrganismos (µOs) DIAS [11]. Esses microrganismos
presentes nos meios físicos são associados com o entendimento de saúde humana e conservação
de alimentos. Tais microrganismos se alimentam dos mais variados nutrientes presentes nos
alimentos para seu desenvolvimento, alterando suas qualidades e propriedades.
Alimentos podem ser classificados como não perecíveis (contém baixo teor de umidade)
e perecíveis (alto teor de umidade). Atualmente, os processos mais utilizados, a fim de ampliar
a vida útil dos alimentos, são a refrigeração e o congelamento SOUZA et al [12]. O objetivo da
redução da temperatura dos alimentos é diminuir a atividade dos µOs e enzimas, provocando
poucas alterações no alimento. Segundo NETO et al [13], a Companhia de Entrepostos e
Armazéns Gerais de São Paulo (CEAGESP), o mais importante mercado atacadista de
hortaliças da América Latina, apresenta, em média, 15% de perdas diárias dos alimentos
comercializados. Este resultado indica que a eficiência dos processos da cadeia de frio ainda
pode ser melhorada, demonstrando além de tudo a importância desses processos.
A deterioração de alimentos pode ser causada através de diversas formas, tais como:
atividade de µOs, ação de insetos, enzimas presentes nos alimentos, alteração pela temperatura,
umidade e choques Silva [14]. Não são feitas análises quanto ao processo de deterioração por
insetos ou choques mecânicos ao longo deste trabalho.
A deterioração enzimática pode trazer vantagens como benefícios à produção de
amomas, amaciamento de carnes e maturação de vegetais. Como malefícios é possível citar a
alteração da coloração, o envelhecimento dos alimentos, a mudança de texturas e a rancificação
(aumento de gordura).
15
A deterioração microbiológica, causada pelos µOs, provocam alterações na composição
química, estrutural e nas propriedades organolépticas (sensações percebidas pelo ser humano,
tais como odores e sabor). Carboidratos usados como fontes de energia liberam subprodutos
como álcool e ácidos, proteínas formam substâncias com odores pútridos e lipídios são
decompostos com deterioração de gordura (rancificação), alterando o sabor.
A sobrevivência microbiana é associada a fatores intrínsecos, associados aos alimentos,
e em fatores extrínsecos, associados ao ambiente externo. Os fatores internos são a atividade da
água, composição química, antimicrobianos naturais. Já entre os fatores externos tem-se a
presença de umidade relativa, temperatura (sendo este o mais relevante) e composição gasosa
do ambiente [13]. Assim, é possível perceber que o controle de temperatura e umidade faz dos
sistemas de produção de frio muito interessantes para a manutenção da vida dos alimentos.
Segundo FELLOWS [15], os microrganismos apresentam temperaturas ideais de
multiplicação, podendo ser divididos em quatro tipos, psicrófilos, psicrotróficos, mesofílicos e
termofílicos. Na Tabela 2.3 são apresentadas as temperaturas mínimas e ótimas para
multiplicação e crescimento dos microrganismos.
Tabela 2.3 – Faixa de temperatura mínima e ótima de microrganismos segundo FELLOWS
[15].
Categoria de Microrganismo Temperatura mínima Temperatura ótima
Termofílico 30 a 40 oC 55 a 65 oC
Mesofílico 5 a 10 oC 30 a 40 oC
Psicrotrópico Menor que 0 a 5 oC 20 a 30 oC
Psicrófilo Menor que 0 a 5 oC 12 a 18 oC
Observando a temperatura ótima de desenvolvimento dos microrganismos mostrada na
Tabela 2.3, é possível chegar à conclusão que a conservação por frio é uma boa escolha para
ampliar a vida útil do alimento, visto que é possível a obtenção de baixas temperaturas. O
processo de refrigeração, tem por finalidade a redução da taxa metabólica dos µOs. A agência
reguladora do governo dos Estados Unidos, FDA (Food and Drug Administration) [16], indica
a temperatura de refrigeração de aproximadamente 4,5 oC. No entanto, segundo a Portaria CVS-
6/99 [17], a temperatura indicada difere para cada alimento. A Tabela 2.4 resume as
temperaturas dos alimentos indicadas.
16
Tabela 2.4 – Temperatura e tempo indicados para preservação de alimentos segundo portaria
CVS-6/99 [17].
Alimentos condicionados Temperatura Indicada Tempo de permanência
Pescados crus até 4 oC 24 horas
Carnes bovina, suína e aves crus até 4 oC 72 horas
Hortifruti até 10 oC 72 horas
Alimentos pós cocção até 4 oC 72 horas
Pescados pós cocção até 4 oC 24 horas
Sobremesas, frios, laticínios
até 8 oC 24 horas
até 6 oC 48 horas
até 4 oC 72 horas
Maionese e derivados até 6 oC 24 horas
até 4 oC 48 horas
No entanto, segundo SILVA [14], o processo de queima por frio causa alterações em
frutas e vegetais, podendo causar flacidez, manchas escuras e descoloração interna. Além disso,
as temperaturas indicadas para cada alimento diferem entre si. A Tabela 2.5 apresenta os dados
segundo AESBUC [18], apresentando uma maior complexidade ao estudo. NETO et al [13]
concluem em seu estudo que embora esse fenômeno seja conhecido, ainda existem
inconformidades no uso da tecnologia do frio no emprego de conservação de vegetais.
O processo de congelamento, consegue prolongar ainda mais a vida útil de prateleira
dos alimentos quando comparado com a refrigeração. Atingindo temperaturas inferiores a -18
oC [16]. Essas temperaturas conseguem diminuir ou parar totalmente a ação dos
microrganismos, embora não consigam matá-los, uma vez que voltam a se desenvolver após o
descongelamento. Como desvantagens, apresentam considerável desidratação dos alimentos,
além de perda de sabor, aroma e cor após longos períodos de armazenagem. O congelamento
pode ainda se dividir em rápido e lento.
17
Tabela 2.5 – Classificação de produtos de acordo com a sensibilidade ao frio segundo
AESBUC [18].
Hortofrutícolas não sensíveis ao frio Hortofrutícolas sensíveis ao frio
Temp. amadurecimento: 20-25 oC Temp. amadurecimento: 20-25 oC
Temp. transporte/conservação: 0-3oC Temp. transporte/conservação: 8-14 oC
Temp. lesão pelo frio: 0 oC Temp. lesão pelo frio: 10 oC
Alperce, alface, ameixa, brássicas,
brócolis, cereja, cebola, cenoura,
cogumelo, couve de bruxelas, dióspiro,
ervilha, espargo, framboesa, kiwi, maçã,
mirtilo, morango, nectarina, pêra, pêssego,
uva
Abacate, abóbora, ananás, azeitona,
banana, beringela, citrinos, goiaba, manga,
maracujá, melancia, melão, papaia, romã,
pepino, pimentão, tomate
O congelamento rápido atinge temperaturas inferiores a -20 oC em 30 minutos,
indicados para processos industriais. Já o congelamento lento atinge a mesma temperatura entre
3 e 72 horas, utilizado em congeladores domésticos. Como vantagem, apresentam menor
ruptura da estrutura celular com a formação de pequenos cristais de gelo, como ilustrado na
Figura 2, diferindo dos grandes cristais de gelo formados no processo lento. Além disso, reduz
as perdas de água durante o congelamento e dificulta a adaptação dos µOs, congelando-os no
interior dos cristais de gelo [14].
Figura 2.2 – Processos de congelamento. Retirado de SILVA [14].
A temperatura de congelamento indicada difere segundo diversas fontes disponíveis,
bem como seu tempo de conservação. Entretanto, os dados utilizados neste trabalho seguem a
18
portaria CVS-6/99 [17], onde são indicados a temperatura e o tempo de permanência são na
Tabela 2.6.
Tabela 2.6 – Temperatura de armazenamento e tempo de consumo de congelados adaptado de
CVS-6/99 [17].
Temperatura Tempo máximo de armazenamento
0 a -5 C 10 dias
-5 a -10 C 20 dias
-10 a -18 C 30 dias
Menor que -18C 90 dias
A umidade é o segundo fator extrínseco mais importante quando se trata de
microrganismos AESBUC [18]. A umidade ideal para o mantimento varia dependendo do
alimento. Na tabela 2.7 é possível ver a faixa indicada para os alimentos específicos, como
indicado por GAVA [19]. Contudo, por esse trabalho ser uma aproximação da realidade,
utilizar-se-á umidade relativa de aproximadamente 90%, pois atende bem a faixa de diversos
alimentos.
Tabela 2.7 – Umidade relativa de produtos alimentícios segundo GAVA [19].
Alimento condicionado Umidade Relativa - UR (%)
Aspargo 90-95
Couve-flor 85-90
Alface 90-95
Carne Bovina 88-92
Presunto 85-90
Manga 85-90
Abacaxi 85-90
Laranja 85-90
Pera 85-90
Mamão 85-90
Pêra 85-90
Maçã 85-90
Morango 85-90
19
3 – CICLOS DE REFRIGERAÇÃO
Para fins comerciais, existem dois tipos principais de ciclos de refrigeração. O mais
utilizado entre eles é o chamado ciclo de compressão mecânica de vapor. E o segundo é
chamado de ciclo de absorção. Estes apresentam formas distintas para retirada de carga térmica
de um determinado ambiente, divergindo nos equipamentos utilizados, processo de retirada de
calor e aplicação para quais foram projetados.
Os ciclos de refrigeração por compressão mecânica de vapor são utilizados em diversos
equipamentos, podendo ser utilizados em aplicações residenciais, comerciais e industriais.
Abrangendo, portanto, uma grande parcela do uso de equipamentos de refrigeração. Por serem
facilmente manufaturados em diversas formas construtivas e por poderem utilizar uma ampla
variedade de fluidos refrigerantes, além de serem capazes de cobrir uma ampla faixa de
operações de refrigeração, ASHRAE [20]. Estes ciclos realizam a compressão mecânica do
fluido refrigerante, consumindo energia. O sistema possui diversas trocas de fase do fluido
refrigerante, sendo comprimido no compressor, condensado no condensador, evaporado no
evaporador e expandido na válvula de expansão. A Figura 3.1 apresenta o funcionamento de
um ciclo de refrigeração tradicional.
Figura 3.1 – Ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor.
Segundo HOWELL et al [21], o ciclo de absorção utiliza-se de duas substâncias para
realizar o efeito de refrigeração, o absorvente e o refrigerante. O absorvente é utilizado para
absorver o fluido refrigerante, formando uma solução líquida. Após o processo de absorção a
20
solução líquida é bombeada para o gerador, onde o fluido refrigerante é separado do absorvedor
devido a adição de calor externo. O fluido refrigerante então sai do gerador, como vapor,
passando pelo condensador, evaporador e válvula de expansão como no ciclo de compressão
mecânica, como ilustrado na Figura 3.2.
Figura 3.2 – Ciclo de absorção de água-brometo de lítio.
Os ciclos de absorção, requerem equipamentos maiores e são mais complexos devido a
utilização de misturas binárias, necessitando de mão de obra especializada e controle mais
apurado. Devido à complexidade são mais utilizados em aplicações industriais, ainda que
possam ser utilizados de outras maneiras. Para se atender a um problema, os ciclos de
compressão mecânica e de absorção não devem ser apenas comparados em eficiência
energética, mas também em relação ao custo de operação e a disponibilidade de fonte de calor
para o gerador.
3.1 – Ciclos de Compressão Mecânica de Vapor
Por serem os ciclos mais utilizados, este trabalho irá considerar apenas os ciclos de
compressão mecânica, visto que é um estudo simplificado sobre a necessidade de frio dos
ambientes.
21
3.1.1 – Ciclo de Refrigeração de Carnot
Obtido através da inversão do ciclo de potência de Carnot, este ciclo tem como principal
vantagem a reversibilidade de seus processos termodinâmicos. Consistindo em dois
reservatórios com diferença de temperatura finita, turbina e compressor, o ciclo entrega maior
eficiência energética teórica. A obtenção de frio acontece por meio de quatro processos, dois
processos isobáricos e dois processos isentrópicos.
A Figura 3.3, elucida os processos, apresentando a construção do ciclo e o diagrama T
x s. O processo 1-2 é uma compressão isentrópica. Entre os pontos 2 e 3 ocorre rejeição de calor
para o ambiente, à temperatura e pressão do condensador. Ao longo do processo 3-4 trabalho é
gerado por expansão isentrópica por meio de uma turbina. Finalmente, entre os pontos 4 e 1
ocorre transferência de calor entre o evaporador e a fonte fria, ocorrendo a pressão e
temperaturas constantes do evaporador.
Figura 3.3 – Ciclo de Carnot. Retirado de
http://www.polo.ufsc.br/fmanager/polo2016/materiais/arquivo7_1.pdf
A eficiência de toda máquina térmica pode ser definida como a razão de energia que se
deseja obter sobre a energia que se gastou, BORGNAKKE e SONNTAG [22]. Com isso, existe
a divisão entre eficiência e coeficiente de desempenho (COP), sendo o primeiro utilizado para
máquinas térmica e o segundo para refrigeradores. Logo, a eficiência de toda máquina térmica
e o COP dos ciclos de refrigeração por compressão mecânica de vapor podem ser escritos,
respectivamente, por:
22
η=
W
QH
=1-Q
L
QH
(3.1)
COP=
QL
W=
QL
QH
-QL
(3.2)
Devido às particularidades dos ciclos de Carnot, é possível reescrever as Equações (3.1)
e (3.2), respectivamente, [22]:
η
CARNOT=
W
QH
=1-TL
TH
(3.3)
COPCARNOT=
QL
W=
TL
TH-TL
(3.4)
onde W é o trabalho realizado pelo compressor durante a compressão, QH é o calor rejeitado
para o ambiente exterior, QL é o calor absorvido do ambiente condicionado, TH é a temperatura
da fonte quente e TL a temperatura da fonte fria.
3.1.2 – Ciclo de Refrigeração Ideal
Embora o ciclo de Carnot para refrigeração seja inteiramente reversível, não apresenta
o melhor desempenho prático. Segundo BORGNAKKE e SONNTAG [22], é virtualmente
impossível comprimir a mistura do estado 1 para o estado 2 e manter o equilíbrio entre líquido
e vapor. Além de estar sendo comprimido uma mistura bifásica, que prejudicaria o equipamento
em questão.
Para se obter uma máquina prática algumas alterações são feitas no ciclo de Carnot,
mantendo a ideia principal. A turbina é substituída por um dispositivo de estrangulamento que,
embora não realize trabalho, é menos custoso e de fácil manutenção. O processo 3-4 passa a ser
um estrangulamento isoentálpico. Já o processo 1-2 sofre uma mudança, sendo comprimido
com entropia constante de um estado de vapor saturado até um estado superaquecido, como
pode ser visto na Figura 3.4. O COP do ciclo é dado pela Equação (3.2), THRELKELD [23].
O ciclo de refrigeração ideal é a primeira viabilização prática dos ciclos de compressão
mecânica de vapor. No entanto, existem diversas alterações que podem ser feitas em sua forma
construtiva para conferir maior versatilidade e aumento de eficiência. Diversas variações podem
23
ser realizadas, aumento no número de evaporadores ou compressores, inserção de trocadores
intermediários, adição de bombas e outros.
Figura 3.4 – Ciclo Ideal de Refrigeração. Retirado de ÇENGEL e BOLES [24]
3.1.3 – Ciclo de Refrigeração com Múltiplos Evaporadores
Este ciclo é uma alteração a fim de ampliar o número de unidades evaporadoras, com o
intuito de ampliar a versatilidade do ciclo e manter ambientes em temperaturas diferentes.
Sendo bem flexível, permite a utilização de dois ou mais evaporadores, operando à uma pressão
intermediária., [23]. Apresenta alterações no cálculo de seu coeficiente de desempenho:
COP=
QETI
+QETB
W
(3.5)
onde QETI é o calor recebido pelo evaporador intermediário do ambiente de temperatura TETI,
QETB é o calor recebido pelo evaporador de baixa pressão pelo ambiente de temperatura TETB e
W é o trabalho consumido pelo compressor durante a compressão. Na Figura 3.5 é possível ver
a configuração com dois evaporadores.
24
Figura 3.5 – Ciclo com dois Evaporadores.
3.1.4 – Ciclo de Refrigeração com Múltiplos Estágios de Compressão
O ciclo com múltiplos estágios de compressão é uma variante do ciclo ideal.
Aumentando o número de compressores é possível obter diferenças de pressões muito grandes,
não podendo ser obtidas através de um único estágio devido ao alto custo. O uso de sistemas
de múltiplos estágios de compressão é necessário para baixas temperaturas dado a eficiência
volumétrica reduzida, [22].
Utilizando amônia como refrigerante, uma razão de compressão elevada gera aumento
de temperatura, diminui a eficiência de compressão e aumenta o consumo de energia por
unidade de refrigeração. O uso de múltiplos compressores elimina esse problema e proporciona
maior eficiência energética, [22]. A pressão intermediária (Pint) do ciclo pode ser usada em
função das pressões alta (Pa) e baixa (Pb), conforme:
Pint=(Pa*Pb)0,5
(3.6)
Os ciclos de múltiplos compressores utilizam também trocadores de calor entre os estágios de
compressão, podendo ser um trocador intermediário à água, um trocador casco-serpentina ou
tanque de flash, como mostrado em THRELKELD [22]. Comumente utilizado com amônia, a
Figura 3.6a apresenta um ciclo utilizando tanque de flash. E a Figura 3.6b apresenta um ciclo
utilizando trocador casco-serpentina.
25
Figura 3.6 – Ciclos com duplo estágio de compressão a) Com tanque de Flash b) Com
Trocador Casco-Serpentina
O tanque de flash apresenta problemas práticos em sua utilização que podem ser sanados
pela utilização de um trocador de calor, embora seu COP seja ligeiramente menor, [23]. A
eficiência de ambos os ciclos pode ser mensurada por:
COPm.comp=
QEVAP
WCBP+WCAP
(3.7)
3.1.5 – Ciclo de Refrigeração Cascata
O ciclo de refrigeração em cascata é composto por dois ciclos de único estágio
acoplados, ligados por um trocador de calor contracorrente, SHAPIRO [23]. Esse trocador age
como condensador para o ciclo inferior e como um evaporador para o ciclo inferior, como é
mostrado na Figura 3.7. Segundo THRELKELD [22], o ciclo cascata é capaz de produzir
temperaturas abaixo de -75 oC, sendo utilizado em diversas aplicações industriais como
liquefação de gases e obtenção de gelo seco.
O ciclo cascata utiliza dois refrigerantes distintos, cada um adequado para uma faixa de
temperatura específica. Segundo SHAPIRO [23], o calor é retirado pelo evaporador onde
circula o refrigerante A, trocando calor com refrigerante B no trocador de calor contracorrente
e por fim sendo rejeitado ao ambiente exterior no condensador. Essa configuração permite a
26
diminuição do trabalho de compressão e o aumento da capacidade de refrigeração, [21]. Ciclos
cascata com múltiplos estágios também são utilizados, [22].
O refrigerante B tem como característica alta temperatura crítica, enquanto o
refrigerante A possui elevada pressão de saturação à baixas temperaturas. O COP desse ciclo é
calculado tal qual a equação 3.7, visto que existem dois trabalhos de compressão, [23].
Figura 3.7 – Ciclo Cascata. Retirado de
https://www.slideshare.net/MarcosCuzzuol/12-ciclos-de-refrigeracao-2015
3.1.6 – Ciclos Reais
Até o momento os ciclos apresentados consideram todos os processos ideais, sem perda
de energia, pressão de carga ou aumento de temperatura. Não existem problemas de
congelamento ao longo das linhas, dificultando o processo de troca de calor. Além disso, a
eficiência dos equipamentos foi considerada de 100% e não existem irreversibilidades.
Também não foram consideradas as cargas usadas nos ventiladores que movimentam o ar. Ciclo
reais apresentam todos esses tipos de problemas, que devem ser bem analisados e tratados de
forma que não atrapalhem seu funcionamento e não haja redução da eficiência global.
3.2 – Equipamentos
27
Os diferentes ciclos de refrigeração utilizam diversos tipos de equipamentos para
conseguir atingir às necessidades de frio mantendo a eficiência projetada. Esta seção tem como
intuito apresentar estes equipamentos. Realizando análise descritiva de cada um, suas
funcionalidades e limitações.
3.2.1 – Compressores
Os compressores são máquinas de fluxo com a função de comprimir o fluído de trabalho,
no estado gasoso, aumentando sua pressão e simultaneamente sua temperatura, salvo alguns
casos. Podem ser divididos em duas classes grades. A primeira são os compressores
volumétricos, ou deslocamento positivos. E a segunda, compressores dinâmicos, de FALCO
[25].
Os compressores volumétricos realizam sua função através da redução de volume
ocupado pelo fluido, produzindo grande diferença de pressão com pequena variação
volumétrica, [25]. Esses compressores podem ser divididos ainda em compressores alternativos
(sistema cilindro-pistão) e rotativos (palhetas, parafusos). São mais utilizados em aplicações de
até 1000 kW de potência, STOECKER e JABARDO [26]. Segundo de FALCO [25], a vazão
máxima de sucção dessas máquinas é de 50000 CFM. Na Figura 3.8 é possível ver um
compressor do tipo parafuso e na Figura 3.9, compressor cilindro-pistão.
Figura 3.8 – Compressor volumétrico rotativo parafuso. Retirado de
http://mixmanutencao.com.br/compressores/compressor-parafuso
28
Figura 3.9 – Compressor volumétrico alternativo cilindro-pistão. Retirado de
https://fagnerferraz.files.wordpress.com/2010/10/compressores.pdf
Nos compressores dinâmicos, o fluxo de gás recebe trabalho mecânico, adquirindo
energia cinética, que é transformada em energia de pressão em canais cuja área transversal
aumenta no sentido do fluxo, [25]. São separados em turbocompressores e ejetores (utilizados
em bombas de vácuo). Os turbocompressores são ainda separados em axiais e centrífugos, onde
este último é utilizado em processos industriais, [26]. A Figura 3.10 exibe um compressor
dinâmico centrífugo.
Figura 3.10 – Compressor dinâmico centrífugo. Retirado de
https://www.solucoesindustriais.com.br/empresa/maquinas-e-equipamentos/ideal-
ventiladores/produtos/exaustor-e-ventilador-industrial/venda-de-compressores-centrifugos
3.2.2 – Trocadores de Calor
29
O trocador de calor é um dispositivo utilizado em diversas aplicações de engenharia.
Possui a função de facilitar a troca de calor entre dois ou mais fluidos separados por uma parede
sólida, geralmente de materiais metálicos. Trocadores de calor são classificados de acordo com
o processo de transferência, processo construtivo e disposição do escoamento, COTTA [27].
Quanto ao processo de transferência, os trocadores de calor podem ser do tipo de contato
direto e contato indireto. Nos trocadores de contato direto, o processo de troca ocorre entre dois
fluidos imiscíveis em contato direto, como utilizado em torres de resfriamento. E nos trocadores
de contato indireto, os fluidos não apresentam contato, sendo separados por uma superfície de
troca de calor, como é possível ver em radiadores de carro, OZISIK [28]. Nas Figuras 3.11 e
3.12 é possível ver uma torre de resfriamento e um radiador, respectivamente.
Figura 3.11 – Torre de Resfriamento. Retirado de
https://www.solucoesindustriais.com.br/empresa/maquinas-e-equipamentos/smart-
chiller/produtos/refrigeracao-ventilacao-e-exaustao/chiller-torre-de-resfriamento
Figura 3.12 – Radiador de Carro. Retirado de
https://autos.culturamix.com/mecanica/cuidados-com-o-radiador-do-carro-10-dicas
30
Quanto à forma construtiva, os trocadores podem ser tubulares, de placas, de placa-
aletada, tubo-aletado e regenerativos. Os trocadores tubulares são mais utilizados devido à fácil
manufatura em diversos tamanhos, seus arranjos de escoamento, baixo custo e suas
possibilidades de trabalhar em grande arranjo de pressão e temperatura. Os trocadores de placa-
aletada são utilizados para troca de calor entre gases com temperaturas limitadas até 800 oC e
baixas pressões, também usados em aplicações criogênicas. Já trocadores tubo-aletados são
utilizados em aplicações de refrigeração, automobilística, eletrônica, criogenia e muitas outras.
Trabalham com pressões de até 30 atm e temperaturas de até 870 oC, OZISIK [28]. Na Figura
3.13 é possível ver um trocador do tipo tubular, o trocador casco tubo.
Figura 3.13 – Trocador tubular casco-tubo. Retirado de
https://www.incase.com.br/trocador-calor-casco-e-tubo
Quanto à disposição de escoamento pode-se citar quatro tipos de interesse. A primeira
configuração, chamada de correntes paralelas, apresenta o movimento de fluidos na mesma
direção, entrando na mesma entrada e saindo na mesma saída como, mostra a Figura 3.14a. Na
segunda configuração, contracorrente, os fluidos entram e saem em extremidades opostas,
movendo-se em sentidos diferentes, como ilustrado na Figura 3.14b. Segundo INCROPERA
[29], a terceira configuração apresenta correntes cruzadas, uma perpendicular à outra, como
mostrado na Figura 3.15. Já a quarta configuração é chamada de múltiplos passes, mostrada na
Figura 3.16, e é frequentemente utilizada em trocadores, pois há um aumento na efetividade
geral do equipamento, OZISIK [28].
31
(b)
Figura 3.14 – Configuração de escoamento a) corrente paralela b) contracorrente.
Retirado de COTTA [27].
Figura 3.15 – Configuração de correntes cruzadas. Retirado de COTTA [27]
Figura 3.16 – Configuração de múltiplos passes. Retirado de COTTA [27].
• Trocadores de Calor em Refrigeração
A partir da definição de trocador de calor, percebe-se que eles são fundamentais para a
refrigeração e climatização, visto que eles intensificam a troca de calor. Os ciclos de
32
compressão de vapor utilizam em sua essência, dois trocadores de calor, o evaporador e o
condensador. Trocadores de calor intermediários também podem ser usados.
• Evaporadores
Segundo STOECKER e JABARDO [25], o evaporador é o agente direto de
resfriamento, tendo a função de retirar calor do ambiente e evaporar o fluido refrigerante. Estes
equipamentos podem retirar calor de duas maneiras, direta ou indiretamente. Na forma direta,
o fluido refrigerante troca calor diretamente com o meio refrigerado. Já na forma indireta, o
refrigerante troca calor com um fluido intermediário e posteriormente troca calor com o
ambiente.
Os evaporadores de expansão indireta são mais complexos, apresentarem menor
coeficiente de troca de calor e maior consumo de energia. No entanto, possuem atributos por
vezes mais interessantes, tais como: fácil distribuição do frio e concentração da instalação de
produção de frio com linhas pequenas, COSTA [30]. Os evaporadores apresentam três formas
construtivas principais, o tubo liso, o evaporador de placa e o com aletas, sendo o segundo
bastante utilizado em aplicações domésticas e em câmaras frigoríficas, DOSSAT [31]. Na
Figura 3.17 é possível ver algumas configurações para um evaporador de placa.
Figura 3.17 – Evaporador de placa. Retirado de
https://www.nauticexpo.com/pt/fabricante-embarcacao/evaporador-placas-36166.html
• Condensadores
Usados para trocar calor com o meio externo, os condensadores resfriam o vapor superaquecido
de refrigerante e o condensam. Estes equipamentos podem ser de três tipos, resfriado a ar,
resfriado à água e evaporativo, [31]. Os evaporativos utilizam tanto ar quanto água para retirada
33
de calor, com o ar aumentando a taxa de evaporação retirando o vapor d’água. Este por sua vez,
absorve calor do refrigerante condensando-o, Figura 3.18.
Figura 3.18 – Esquema de uma torre de resfriamento. Retirado de
http://torreresfriamento.com.br/tr/19/torre-de-resfriamento-funcionamento/manual-de-
funcionamento-de-uma-torre-de-resfriamento/
3.2.3 – Dispositivos de Expansão
Segundo COSTA [30], os dispositivos de expansão são utilizados nos sistemas de
refrigeração a fim de provocar a expansão no fluido refrigerante do estado líquido para um
estado líquido-vapor. Esse processo cria uma perda de carga, pois leva o fluído desde a pressão
mais elevada até uma menor, para o ciclo ideal reduz a pressão do condensador até a do
evaporador. No ciclo ideal de refrigeração, o dispositivo de expansão se localiza entre o
condensador e o evaporador, mas pode estar entre outros elementos, dependendo da
configuração do ciclo estudado.
Adicionalmente, segundo DOSSAT [31] as válvulas, independentemente do tipo,
possuem a função de medir o refrigerante na linha de líquido dentro do evaporador com taxa
proporcional à taxa de vaporização do líquido. Definem-se seis tipos principais de válvulas: a
válvula de expansão manual, a válvula de expansão automática, a válvula de expansão
termostática, o tubo capilar, as boias de baixa pressão e de alta pressão. A Figura 3.19 apresenta
uma válvula de expansão termostática.
34
Figura 3.19 – Válvula de expansão termostática. Retirado de
https://pt.wikipedia.org/wiki/V%C3%A1lvula_de_expans%C3%A3o
3.2.4 – Equipamentos Flash
Equipamentos flash são utilizados como trocadores de calor intermediários e
separadores de vapor, que utilizam o fenômeno de evaporação flash para seu funcionamento.
Segundo TLV [32], a evaporação flash consiste na vaporização do fluido condensado quente
no momento da redução de pressão ao passar o líquido por um orifício projetado.
É possível citar os tanques de flash, que recebem o refrigerante condensado e o separam em
duas correntes distintas, sendo parte vapor e outra líquida. A Figura 3.20 apresenta o desenho
esquemático de um tanque de flash.
Figura 3.20 – Desenho esquemático tanque de flash. Retirado de
https://pt.wikipedia.org/wiki/Evapora%C3%A7%C3%A3o_flash
35
3.2.5 – Bombas
As máquinas hidráulicas são classificadas em três grupos, as máquinas motrizes, as
geratrizes ou operatrizes e as máquinas mistas. As motrizes possuem a função de converter a
energia hidráulica em trabalho mecânico (turbinas, rodas hidráulicas). As operatrizes recebem
trabalho mecânico e transformam em energia hidráulica, imprimindo ao fluído um acréscimo
de energia potencial de pressão e cinética. Segundo MACINTYRE [33], as máquinas mistas
atuam como transformadores hidráulicos, transformando energia hidráulica em outra.
As bombas industriais, consideradas máquinas operatrizes [33], são divididas por sua
vez em duas grandes categorias. As bombas dinâmicas ou turbo-bombas e as bombas
volumétricas ou de deslocamento positivo.
As turbo-bombas são máquinas na qual o movimento do fluido é produzido por forças
desenvolvidas em consequência da rotação do impelidor, conferindo energia cinética e posterior
transformação em aumento de pressão. Segundo FALCO e MATTOS [34], esses equipamentos
são classificados ainda conforme a orientação do fluido na saída do impelidor, podendo ser
radial, axial, mista ou periférica.
As bombas de deslocamento positivo conferem diretamente aumento de pressão ao
fluído comprimindo-o entre suas partes móveis e fixas. Como importante características,
mantêm vazão média constante independente do sistema em que atuam. Separadas em bombas
alternativas, cargas elevadas e vazões baixas, e rotativas, com vazões mais elevadas, [34].
As bombas são importantes máquinas de fluxo no ramo da refrigeração. A circulação de
água em sistemas de água gelada e nos chamados chillers é usualmente realizada por bombas
centrífugas, [31]. Além disso em sistemas de refrigeração por absorção bombas são utilizadas
para promover o deslocamento da solução líquida de refrigerante-absorvedor. A Figura 3.21
apresenta o desenho esquemático de uma bomba centrífuga.
Figura 3.21 – Desenho bomba centrífuga. Retirado de
http://sites.poli.usp.br/d/pme2237/Lab/PME2237-RL-Bombas.pdf
36
3.2.6 – Ventiladores
Segundo CREDER [35], os ventiladores podem ser considerados como bombas de ar,
sendo responsáveis por circular o ar através dos recintos condicionados e por retornar o ar ao
sistema de condicionamento. Além disso, realizam aumento de pressão no ar, a fim de vencer
as perdas de carga pela tubulação e acidentes. São geralmente acionados por motores elétricos.
A montagem do motor e do ventilador pode ser feita diretamente, no mesmo eixo, ou
por um elemento de transmissão, correia em instalações de maior porte [35]. Os ventiladores
utilizados em climatização podem ser do tipo centrífugo ou do tipo axial ou hélice. A Figura
3.22 apresenta um ventilador do tipo centrífugo.
Figura 3.22 – Ventilador do tipo centrífugo. Retirado de
https://ecoplas.ind.br/ventilador-centrifugo/
3.3 – Análise Termodinâmica dos Equipamentos
Essa seção do trabalho apresenta uma breve análise termodinâmica dos equipamentos
apresentados acima. Neste trabalho não são consideradas eficiências, visto que é necessário
selecionar o equipamento e depois aplicar a eficiência indicada pelo fabricante. Não são
consideradas eficiências isentrópicas e perdas de energia sob forma de pressão ou grau de
superaquecimento nas linhas de refrigerante. O estudo realizado consiste numa análise em
regime permanente do volume de controle.
O volume de controle é um espaço imaginário, utilizado para facilitar a análise de um
processo. Separando a vizinhança da máquina por meio de uma superfície de controle,
37
possibilita um estudo grandezas termodinâmicas de interesse do processo. Para o volume de
controle, a equação de continuidade e a equação da energia, indicadas por:
dmV.C
dt= ∑ me
. - ∑ ms.
(3.8)
dEV.C
dt=Q
V.C
.-WV.C
.+ ∑ me.(he+
1
2Ve
2 +gZe)- ∑ ms.(hs+
1
2Vs
2 +gZs)
(3.9)
Segundo BORGNAKKE e SONNTAG [22], o processo em regime permanente
considera que o volume de controle não se move em relação ao sistema de coordenadas, o
estado da substância em cada ponto do volume de controle não varia com o tempo e que o fluxo
de massa e o estado dessa massa em cada área discreta não varia com o tempo. Isso implica nas
Equações:
dmV.C
dt=0
(3.10)
dEV.C
dt=0
(3.11)
Além disso, nesse estudo as parcelas de energia cinética e potencial serão desprezadas,
o que transforma as equações da continuidade e da energia em:
∑ me. = ∑ ms
.
(3.12)
Q
V.C
.+ ∑ me
. he=WV.C.+ ∑ ms
. hs
(3.13)
onde o índice e representa os fluxos de entrada e o índice s representam os fluxos de saída. 𝑄𝑉.𝐶.
representa o fluxo de calor através das superfícies de controle e 𝑊𝑉.𝐶. o trabalho. O termo h é a
entalpia específica, V é a velocidade do fluído, Z a altura em relação ao nível do mar e g a
gravidade.
3.3.1 – Análise do condensador
O condensador trocando calor com a vizinhança apresenta volume de controle
apresentado na Figura 3.23. Existe únicas entrada e saída, simplificando a equação e não existe
38
trabalho realizado ou consumido no processo. A jusante do equipamento está o estado a e o
estado b a montante. A conservação de massa e análise energética são indicadas por:
ma.=mb
.=m.
(3.14)
𝑄.H
=m.(hb-ha)
(3.15)
Figura 3.23 – Volume de controle do condensador
3.3.2 – Análise do evaporador
Tal qual o condensador, troca calor com a vizinhança e apresenta volume de controle
tal qual apresentado na Figura 3.24. Com entrada e saída únicas e sem consumir ou produzir
trabalho no processo. A jusante do evaporador está o estado a e o estado b a montante. A
conservação de massa e análise energética são indicadas por:
ma.=mb
.=m.
(3.16)
𝑄.𝐿=m.(hb-ha)
(3.17)
Figura 3.24 – Volume de controle do evaporador
39
3.3.3 – Análise do dispositivo de expansão
O dispositivo de expansão ideal não apresenta troca de calor com a vizinhança nem
produz ou consome trabalho em seu processo, conforme sugere a Figura 3.25. A jusante do
equipamento está o estado a e o estado b a montante. A conservação de massa e análise
energética são indicadas por:
ma.=mb
.=m.
(3.18)
hb=ha
(3.19)
Figura 3.25 – Volume de controle do dispositivo de expansão
3.3.4 – Análise do compressor
O compressor ideal não realiza troca de calor com a vizinhança, mas consome trabalho
para realizar sua operação, conforme Figura 3.26. A jusante do compressor está o estado a e o
estado b a montante. A conservação de massa e análise energética são indicadas por:
ma.=mb
.=m.
(3.20)
𝑊 .=m.(hb-ha)
(3.21)
Figura 3.26 – Volume de controle do compressor
40
3.3.5 – Análise da bomba
Assim como o compressor ideal, a bomba ideal não realiza troca de calor com a
vizinhança, mas consome trabalho para realizar sua operação, conforme Figura 3.27. A jusante
da bomba está o estado a e o estado b a montante. A conservação de massa e análise energética
são indicadas por:
ma.=mb
.=m.
(3.22)
𝑊 .=v(Pb-Pa)
(3.23)
Figura 3.27 – Volume de controle da bomba
3.3.6 – Análise do trocador de calor intermediário
O trocador de calor intermediário, diferentemente dos condensadores ou evaporadores
não realiza o processo enviando calor para outro ambiente e sim para outro fluido. Com isso o
processo pode ser analisado da mesma maneira. A Figura 3.28 apresenta seu volume de
controle, onde o fluído quente é representado pelos estados a e b e o fluído frio é representado
pelos estados 1 e 2. Sendo a e 1, a jusante e o estado b e 2 a montante. A conservação de massa
e análise energética são indicadas por:
ma.=mb
.=m.
(3.24)
m1.=m2
.=m.
(3.25)
𝑄.int
=m.(ha-hb)=m.(h2-h1)
(3.26)
41
Figura 3.28 – Volume de controle do trocador de calor intermediário
3.3.7 – Análise do tanque de flash
O tanque de flash separando a corrente de entrada em vapor e líquido tem seu volume
de controle apresentado na Figura 3.29. O ponto a representa a corrente de entrada, em estado
bifásico, o ponto b representa o estado líquido saturado e o ponto c, o estado vapor saturado. A
conservação de massa, análise energética e o “fator de liquefação” (razão entre a vazão de
entrada e vazão de saída de refrigerante líquido) são indicadas por:
ma.=mb
.+mc.
(3.27)
ma.h
a=mb
.hb+mc.hc
(3.28)
y=mb
.
ma.
(3.29)
Figura 3.29 – Volume de controle do tanque de flash
42
3.4 – Sistemas Comerciais de Refrigeração
Para se manter um controle adequado de temperatura, diversas formas construtivas de
aparelhos condicionadores de ar tiveram de ser desenvolvidos. Cada qual atendendo a requisitos
específicos de controle temperatura, custo de aquisição, custo de operação, custo de
manutenção e aplicação de uso. Comercialmente existem diversos tipos de ar condicionados
prontos para venda, com empresas especializadas em cada tipo. Embora seja possível sempre
conceber um ciclo apropriado para a aplicação em estudo é interessante avaliar as opções
disponíveis do mercado e realizar um comparativo econômico entre diversas soluções que
atenderiam ao problema.
Em sistemas de compressão mecânica de vapor, podemos destacar que existem diversos
equipamentos com capacidades e particularidades únicas. É possível caracterizá-los quanto a
sua capacidade de refrigeração, quanto ao tratamento de ar, quanto a suas aplicações e quanto
a sua forma de expansão, podendo esta ser direta ou indireta. Em sistemas de expansão direta,
o fluido refrigerante resfria o ar que será insuflado no ambiente mediante a um trocador de
calor. Já em um sistema de expansão indireta, tem-se o fluido refrigerante trocando calor com
um fluido intermediário que posteriormente trocará calor com o ar.
3.4.1 – SPLIT
Segundo ASBRAV [36], os equipamentos do tipo SPLIT do tipo High-Wall, Figura
3.30, são atualmente um dos tipos mais utilizados de aparelhos para conforto térmico, mas
existem também os tipos piso-teto, cassete e dutado. A característica mais atraente desse
sistema é a separação da unidade condensadora (condensador) da unidade evaporadora
(evaporador). O que traz uma vantagem no quesito estética para o ambiente em que é inserido,
podendo ser instalado em qualquer parede do recinto, eliminando a necessidade de rasgos em
paredes.
Pode-se encontrar comercialmente sistemas com capacidade variando entre 12.000 e
60.000 Btu/h. Com essa faixa ampla de capacidade, podem atender a diversos tipos de
ambientes, estando presentes desde pequenos cômodos residências a grandes salas de reuniões
em empresas. Podem utilizar compressores convencionais ou do tipo inverter.
Vale ressaltar a relevância de aplicação do SPLIT de Alta Capacidade, que possui o
mesmo padrão de funcionamento de um SPLIT convencional, mas com uma maior capacidade,
43
podendo atender a ambientes muito maiores, tendo capacidades da ordem de 5 a 60 TR.
Aplicável em ambientes comerciais e industriais como: grandes lojas de varejo, supermercados,
áreas de produção de indústrias, etc.
Figura 3.30 – Sistema SPLIT High Wall. Retirado de
https://www.rzaengenharia.com/produtos.php
3.4.2 – Multi SPLIT
Ainda segundo ASBRAV [36], os sistemas multi split são indicados para projetos onde
existe pouca área para instalação para a unidade condensadora e onde é necessário realizar a
climatização de diversos ambientes simultaneamente. Embora similar ao split, somente um
compressor é necessário para todas as unidades de evaporação. A vantagem principal desse
sistema é que é possível controlar diversos ambientes com temperaturas e vazões distintas, no
entanto operando no mesmo modo: ou em resfriamento ou aquecimento.
Os sistemas multi split são sistemas de expansão direta e comportam o uso de distintas
unidades evaporadoras, possibilitando o uso de unidades high wall, dutado, piso teto e cassete.
Permite também cargas térmicas diferentes entre os ambientes. Logo para a seleção do
compressor deve-se utilizar o somatório das cargas térmicas dos ambientes em operação
simultânea de todos os equipamentos. Utilizados em residências ou ambientes comerciais. Na
Figura 3.31 é possível ver o sistema multi split.
44
Figura 3.31 – Sistema Multi SPLIT. Retirado de ASBRAV [36].
3.4.3 – Self Contained
O condicionador de ar self contained, Figura 3.32, é constituído por um sistema
compacto e independente, onde toda a unidade de tratamento de ar está presente em um mesmo
gabinete vertical [36]. Pode-se destacar que a serpentina é de expansão direta, trocando calor
diretamente com o ar que será insuflado. No entanto, é possível conjugar a serpentina a uma
unidade condensadora externa, podendo ser resfriada à ar ou à água.
É possível utilizar esse equipamento com redes de dutos acopladas. A capacidade de
refrigeração destes equipamentos varia entre 2 e 50 TR. Utilizados para uso comercial ou
industrial, sendo indicados para ambientes com maiores cargas térmicas. As maiores vantagens
do Self Contained estão em seu baixo custo inicial e sua fácil manutenção. E sua maior
desvantagem está no alto nível de ruído gerado pelo seu funcionamento, necessitando de
isolamento acústico.
45
Figura 3.32 – Sistema Self Contained. Retirado de ASBRAV [36].
3.4.4 – VRF
Segundo ASBRAV [36], o sistema VRF (do inglês “Variable Refrigerant Flow” ou
Fluxo de Refrigerante Variável), Figura 3.33, é um sistema de climatização central de expansão
direta a ar, permitindo o uso de diferentes unidades internas. Desenvolvido para residências e
prédios comerciais, este sistema integra uma única unidade externa (condensador) a diversos
aparelhos evaporadores internamente. Cada aparelho interno pode operar com temperaturas
diferentes entre si. É possível também o uso do sistema VRF para condensação de água devido
a fatores de projeto como: espaço de área técnica limitado, retrofit de sistemas antigos ou
ambientes externos agressivos.
É facilmente modularizado, provendo fácil expansão para novos ambientes e com
grande facilidade de adaptação em sistemas existentes. Além disso o sistema varia sua
capacidade dependendo das necessidades de cada zona térmica. E somado ao uso de máquinas
de fluxo (compressores e ventiladores) com tecnologia inverter, condensadores com grande
área de troca e válvulas eletrônicas de controle modular e proporcional, o sistema VRF
apresenta elevada eficiência de processo com diminuição do trabalho consumido.
46
Figura 3.33 – Sistema VRF. Retirado de ASBRAV [36]
3.4.5 – Sistema de Expansão Indireta com Água Gelada
Como o nome deixa explícito, é um sistema de refrigeração que utiliza a expansão
indireta como forma de retirada de calor do ambiente. Os sistemas com utilização de água
gelada são geralmente mais complexos que os sistemas FanCoil (ventilador e serpentina) e essa
tarefa é atribuída aos chillers, equipamentos compactos, localizados fora do ambiente
refrigerado. Segundo o MMA [37], os sistemas de água gelada são usados geralmente em
ambientes com cargas térmicas superiores a 300TR.
Os chillers, segundo MMA [38], são equipamentos com ciclo de refrigeração completo,
de circuito fechado, montados em base única e que necessitam de conexões hidráulicas. Esses
circuitos hidráulicos são responsáveis pelo bombeamento e deslocamento de água através das
tubulações e trocadores de calor. Ainda segundo MMA [38], as vantagens apresentadas pelo
chillers são a carga reduzida de fluido refrigerante utilizado, alta eficiência energética e controle
preciso do processo de resfriamento.
Por serem equipamentos com ciclo de refrigeração completo, podem subdividir os
chillers em dois grupos principais: com ciclo de compressão mecânica de vapor e com ciclo de
absorção. Os chillers também são utilizados juntamente com sistemas de termoacumulação de
água gelada, que visa realizar um aproveitamento melhor da energia. Tanques de
termoacumulação podem agir como baterias em períodos de sobrecarga ou períodos de pico de
energia. Nas Figuras 3.34 e 3.35 é possível ver o funcionamento do funcionamento de um chiller
e de um sistema de termoacumulação, respectivamente.
47
Figura 3.34 – Funcionamento de um Chiller. Retirado de
https://www.google.com/url?sa=i&url=https%3A%2F%2Fintranet.redeclaretiano.edu.br%2Fd
ownload%3Fcaminho%3D%2Fupload%2Fcms%2Frevista%2Fsumarios%2F735.pdf%26arqu
ivo%3Dsumario10.pdf&psig=AOvVaw1Xl7GoOwNJc9LuNuLGJ0-
w&ust=1584130454994000&source=images&cd=vfe&ved=0CAMQjB1qFwoTCNjinIvgleg
CFQAAAAAdAAAAABAD
Figura 3.35 – Sistema de Termoacumulação. Retirado de
http://www.allenge.com.br/produtos/tanques-de-termoacumulacao/
3.4.6 – Câmaras Frigoríficas
As câmaras frigoríficas possuem a função de manter as condições adequadas de
temperatura e umidade dos alimentos, podendo apenas manter os alimentos refrigerados ou
mantê-los congelados. Segundo OLIVEIRA e PAIVA [39], destacam-se dois tipos de câmaras,
as de alvenaria e as modulares, representadas nas Figuras 3.36 e 3.37, respectivamente.
48
As modulares podem ser pré-montadas e instaladas no local designado, sendo de
menores dimensões e mais utilizadas, encontradas nos mais diversos sítios comerciais de
alimentos. Já as de alvenaria requerem um perímetro maior e comportam uma quantidade maior
de alimentos que as modulares.
O projeto de uma câmara frigorífica deve levar em conta informações sobre a
temperatura dos produtos, umidade, capacidade de armazenamento, espessura correta de
isolamento, vedação, equipamentos utilizados, iluminação, movimentação de produtos e
número de pessoas que trabalham no interior. O cálculo de carga térmica, descrito no capítulo
5, é a ferramenta fundamental para se determinar a necessidade de frio, para posteriormente
realizar a escolha dos equipamentos.
Figura 3.36 – Câmara frigorífica de alvenaria Retirado de OLIVEIRA e PAIVA [39]
Figura 3.37 – Câmara frigorífica modular. Retirado de OLIVEIRA e PAIVA [39]
49
4 – FLUIDOS REFRIGERANTES
4.1 – Visão geral e evolução
Segundo MCQUISTON et al. [40], refrigerantes são substâncias que atuam dentro dos
sistemas de refrigeração realizando o efeito da refrigeração propriamente dito. Ou seja, eles são
substâncias químicas com propriedades tais que absorvem facilmente calor no evaporador e
rejeitam calor com a mesma facilidade para o ambiente externo por meio do condensador.
Não existe um único refrigerante ideal para todas as aplicações, sendo necessário um
conhecimento de sua aplicabilidade e suas características. A escolha de um refrigerante exige,
além de tudo, conhecimento de seus fatores, que são divididos em quatro categorias principais,
sendo elas: características termodinâmicas, físico-químicas, segurança e impacto no meio
ambiente [40].
Quanto a características termodinâmicas, um refrigerante deve possuir alta entalpia
latente de vaporização, que indica o quão grande é o efeito de refrigeração por massa de
refrigerante circulado. Possuir também baixa temperatura de congelamento, pois este não deve
congelar em nenhum momento. Deve possuir altas temperaturas crítica, a fim de diminuir a
potência do compressor. Além disso, possuir pressão de evaporação positiva a fim de evitar
infiltração de ar nas linhas. Finalmente, deve apresentar baixa pressão de condensação,
diminuindo custos com tubulação e equipamentos mais caros [40].
Quanto a características físico-químicas deve apresentar alta força de vapor dielétrica,
permitindo o uso em compressores hermeticamente fechados. Além de boas propriedades de
transferência de calor, transferindo calor mais eficientemente. Boa solubilidade em óleos,
melhorando a lubrificação dos sistemas. Deve apresentar também baixa solubilidade em água,
pois a água pode congelar no processo ou causar corrosão nos sistemas. Além disso, deve ser
inerte e estável, não reagindo com outros materiais, [40].
O refrigerante deve conter também boas características de segurança, não sendo
inflamável quando em contato com o ar. Não deve ser tóxico ou irritável a saúde dos seres
humanos, no caso de vazamentos [40]. Segundo a ASHRAE [41], os refrigerantes podem ser
classificados em seis níveis de segurança, segundo a Tabela 4.1.
50
Tabela 4.1 – Níveis de Segurança segundo a ASHRAE [41].
Níveis de Segurança
Alta Inflamabilidade A3 B3
Baixa Inflamabilidade A2 B2
Sem propagação de
chamas A1 B1
Baixa
Toxicidade
Alta
Toxicidade
Quanto aos impactos ao meio ambiente, são utilizados dois parâmetros para medir o
impacto que o refrigerante causa, são eles o potencial de destruição da camada de ozônio (ODP
– Ozone Depletion Potential) e o potencial de aquecimento global (GWP – Global Warming
Potential). O ODP avalia o quanto um refrigerante tem o potencial de destruir a camada de
ozônio, sendo desejável a utilização de refrigerantes que possuam baixo valor. Já o GWP avalia
o quanto um refrigerante persiste nas altas atmosferas e prende a radiação na Terra, ampliando
o efeito estufa, devendo também apresentar baixo valor, [40].
Pode-se classificar o uso de refrigerantes e seus usos conforme a evolução deles ao longo
dos anos. CALM [42] define quatro grandes gerações de refrigerantes. A primeira geração foi
marcada por desenvolvimento inicial da tecnologia, logo, o refrigerante que funcionava melhor
era utilizado. Nesta primeira geração, refrigerantes como amônia (NH3) e dióxido de carbono
(CO2) foram largamente utilizados. Entre 1931 e os anos 1990, o foco foi a utilização de
refrigerantes que apresentassem segurança e durabilidade, culminando com o surgimento dos
Clorofluorcarbonos (CFCs) e dos Hidrofluorcarbonos (HFCs), com maior uso dos CFCs [3].
No entanto, devido a seus altos valores de ODP dos refrigerantes CFC’s, ficou
estabelecido pelo protocolo de Montreal em 1987 que os CFC’s deveriam ser substituídos por
refrigerantes que não prejudicassem a camada de ozônio. Ampliando o espaço para a utilização
de refrigerantes como os HFC’s e os Hidroclorofluorcarbonos (HCFC’s) [3]. Sendo este o início
da terceira geração de refrigerantes que durou desde o início dos anos 1990 até os 2010 [42].
51
A quarta geração, no entanto, teve seu nascimento, a partir do protocolo de Paris em
1997. Com a promessa de redução e desativação dos HCF’s, devido a seus altos valores de
GWP, impactando diretamente no aquecimento global [3]. Essa geração com foco na
diminuição do aquecimento global e efeito estufa, procura a utilização de refrigerantes com
baixos ou nulos ODP e GWP, além de alta eficiência de refrigeração. Começando em meados
de 2010, novos refrigerantes são propostos e testados até hoje. Como exemplo, pode-se
mencionar as Hidrofluorolefinas (HFO’s), que necessitam estudos que comprovem que não são
prejudiciais à camada de ozônio [3].
Além disso a quarta geração abre porta para uma maior utilização de refrigerantes
naturais que apresentam tanto baixos índices de ODP e GWP, necessitando de estudos e
desenvolvimento de tecnologias que ampliem sua eficiência e segurança. Os fluidos
refrigerantes podem ser classificados segundo níveis de GWP, segundo MMA [43], conforme
a Tabela 4.2.
Tabela 4.2 – Classificação dos Níveis de GWP. Retirado de MMA [43].
GWP Classificação
<30 Ultra-baixo ou Desprezível
<100 Muito Baixo
<300 Baixo
300-1000 Médio
>1000 Alto
>3000 Muito Alto
>10000 Ultra-Alto
4.2 – Destruição da Camada de Ozônio
A camada de ozônio, conhecida como ozonosfera, está concentrada entre 10 e 35
quilômetros (km) de altura, sendo 10% na troposfera (até 16km) e 90% na estratosfera (a partir
52
de 20 km). O ozônio contido na estratosfera tem a função de proteger o planeta da incidência
de raios ultravioletas do tipo B (UV-B), provenientes do Sol, protegendo a vida animal presente
no planeta [44].
Em 1930, Sydney Chapman propôs um ciclo de produção de ozônio, mapeando o que
ocorre na estratosfera. O ozônio (O3) é gerado a partir da interação de oxigênio diatômico (O2)
e radiação ultravioleta do tipo C (UV-C). O ozônio então age como freio para a radiação UV-
B, desassociando-se em um átomo de oxigênio (O) e oxigênio diatômico (O2), realizando um
ciclo natural e equilibrado. Este processo é chamado de Ciclo de Chapman, representado na
Figura 4.1. As reações do ciclo são dadas por:
𝑂2 + ℎ𝑣 → 𝑂 + 𝑂 (4.1)
𝑂 + 𝑂2 + 𝑀 → 𝑂3 + 𝑀 (4.2)
𝑂3 + ℎ𝑣 → 𝑂2 + 𝑂 (4.3)
𝑂3 + 𝑂 → 𝑂2 + 𝑂2 (4.4)
Figura 4.1 – Ciclo de Chapman. Retirado de BARBOSA [44].
Segundo RAMOS [45], a destruição da camada de ozônio se dá por meio da interação
com substâncias prejudiciais, tais como o cloro, contidos em CFCs e HFCs. Esses refrigerantes
ao chegarem nas camadas superiores da estratosfera, entram em contato com radiação e liberam
radicais livres, como átomos de cloro (Cl), que reagem com moléculas de O3, produzindo uma
molécula de oxigênio diatômico (O2) e outra de óxido de cloro (ClO). Além de destruir as
moléculas de ozônio, o cloro dificulta a ocorrência do ciclo de Chapman, pois impede a
produção do ozônio como especificado na Equação 4.2.
53
4.3 – Fluidos Refrigerantes Naturais
Segundo CICONKOV [3], os principais refrigerantes naturais utilizados em sistemas de
refrigeração estudados e utilizados atualmente destacam-se a amônia, o dióxido de carbono e
os hidrocarbonetos isobutano e propano.
4.3.1 – Amônia
A amônia, também conhecido segundo ASHRAE [41] como R717, é um excelente
refrigerante, utilizado desde os primórdios da refrigeração devido a sua alta capacidade de
refrigeração, sendo muito utilizada em processos de refrigeração para indústria [3]. Como
vantagens apresenta: ótimos parâmetros ambientais (ODP=0 e GWP<1), alta eficiência
energética, ótimas propriedades termodinâmicas, possibilita recuperação de calor devido a altas
temperaturas de descarga no compressor, quando vapor é mais leve que o ar, fácil de detecção
em caso de vazamentos e baixos preços.
No entanto, apresenta desvantagens problemáticas, apresentando toxicidade, moderado
risco de inflamabilidade, não é compatível com cobre (um excelente condutor térmico e muito
usado em serpentinas), temperatura de descarga alta comparada com outros refrigerantes.
Embora apresente inflamabilidade moderada, a maior desvantagem da amônia é sua toxicidade,
com Threshold Limit Value (LTV) em 25ppm, [3]. Segundo MCQUISTON et al [40], tem seu
nível de segurança como B2.
Os sistemas de refrigeração com amônia são apropriados para câmara frigoríficas,
aplicações industriais como processamento de alimentos e bebidas, cervejarias e bombas de
água quente. Além de serem usadas em chillers em aplicações de ar central para aeroportos,
hospitais, supermercados e edifícios administrativos, [3].
4.3.2 – Dióxido de Carbono
54
Embora conhecido e utilizado desde a primeira geração de refrigerantes, o dióxido de
carbono (CO2), sofreu um esquecimento após 1950 com o surgimento de refrigerantes mais
eficientes, [3]. Este refrigerante também é conhecido como R744, [41]. Segundo CICONKOV
[3], o dióxido de carbono apresenta vantagens como: baixo impacto ambiental (ODP=0 e
GWP=1), não toxicidade e não inflamabilidade, alta capacidade volumétrica de refrigeração
que proporciona o uso de compressores menores, excelentes capacidades de transferência de
calor, menos sensível a diferença de pressão, não necessita de grandes dimensões das linhas de
sucção, potencial para o uso em micro trocadores de calor, possibilidade em reutilização de
calor, não corrosivo e apresenta baixo custo de aquisição.
Como desvantagens apresenta baixa temperatura crítica, em 31 oC. Apresenta também
maiores pressões de operação, acima de 120 bar, nos ciclos transcríticos, necessitando de
equipamentos resistentes, [3]. Apresentam também toxicidade ao serem respirados por seres
humanos. Apresenta nível de segurança como A1, [40].
O R744 é um dos melhores substitutos para o R404a, que possui GWP=4200. Os ciclos
e sistemas que utilizam dióxido de carbono concentram-se em países de região fria, devido ao
seu ponto crítico. No entanto, novas inovações tecnológicas transformaram os sistemas com
CO2 eficientes para climas mais quentes [3]. Sistemas integrados conseguem proporcionar
simultaneamente diversos estados distintos tais como temperaturas a -50 oC, condicionamento
de ar para conforto, aquecimento de ambientes e água quente. São utilizados em supermercados
e tem se tornado atraentes para o setor industrial [3].
4.3.3 – Hidrocarbonetos: Isobutano e Propano
Também conhecido como R600a [41], o isobutano é uma alternativa para substituir o
uso do CFC R12 em refrigeradores domésticos e unidades comerciais pequenos. Possui alta
eficiência energética, superando o R134a. Tem como vantagens, a necessidade de se utilizar
pouca carga de refrigerante e baixo preço. Baixo nível de ruído devido à operação silenciosa de
seus equipamentos, por conta de suas baixas pressões de trabalho. No entanto, como principal
desvantagem está sua alta inflamabilidade ao entrar em contato com o ar, sendo seu maior
obstáculo para maior uso desse refrigerante [3].
O propano também conhecido como R290 [41], é um substituto direto do R22 devido a
suas propriedades similares. Usado majoritariamente em pequenas unidades comerciais, onde
55
suas cargas de refrigerante atingem no máximo 150g. São excelentes refrigerantes para veículos
e assim como o R600a apresentam alta inflamabilidade [3]. Tem seu nível de segurança
considerado A3 [40].
4.4 – Ciclos de CO2
Os ciclos de refrigeração do dióxido de carbono apresentam duas ramificações, devido
a seu baixo ponto crítico, sendo elas: o ciclo subcrítico e o ciclo transcrítico. Segundo CAREL
[46], o ponto crítico do dióxido de carbono encontra-se a pressão de 7,36 MPa e com
temperatura de 31,1 oC. Segundo SOUZA [47], os ciclos subcríticos apresentam maior
utilização em sistemas industriais e comerciais.
Segundo SOUZA [47], no ciclo transcrítico, o R744 é comprimido acima do seu ponto
crítico, não sendo mais necessário condensar o gás e apenas resfriá-lo. Este fato leva à
substituição do condensador por um trocador de calor, resfriador gasoso. As pressões de sucção
e descarga são consideradas altas e necessitam de equipamentos especiais. Utilizadas em
aplicações comerciais e industriais, na Europa e Austrália. Segundo MMA [43], como
vantagem adicional, este ciclo é livre da utilização de fluidos prejudiciais à camada de ozônio
ou com alto potencial de aquecimento global, pois apenas utiliza o CO2.
Já os ciclos subcríticos apresentam pressões elevadas quando comparadas aos outros
refrigerantes, mas menores que as do ciclo transcrítico, estando sempre abaixo do ponto crítico,
onde tem-se a necessidade do uso de um condensador. Além disso, são utilizados em sistemas
comerciais e industriais e em ciclos cascata, [47]. Segundo MMA [43], a utilização em ciclos
cascata permite a aplicação de refrigerantes naturais, reduzindo o potencial de destruição da
camada de ozônio. Ambos os ciclos podem ser observados na Figura 4.2.
56
Figura 4.2 – Ciclos transcrítico e subcrítico em diagrama P x h. Retirado de [47].
Este trabalho apresenta uma variedade de ambientes distintos e com necessidades de
frio diferentes. Existem ao todo quatro condições climáticas diferentes que devem ser atendidas.
Sendo elas: conforto térmico, armazenagem de hortaliças, congelamento de carnes e
conservação de alimentos.
A maior parte da carga térmica a ser retirada dos ambientes provém das regiões de
armazenagem de hortaliças e ambientes de uso humano. Já a parte de congelamento e
conservação de alimentos corresponde apenas a uma pequena fração, tendo em vista que são
apenas duas câmaras frigorificas que atendem ao restaurante em questão, em um espaço
razoavelmente pequeno.
Por conta disso, o ciclo principal estudado nesse trabalho deverá atender às duas
condições climáticas principais: conforto e armazenagem. Para as outras duas são calculadas e
selecionadas duas câmaras frigoríficas, conforme metodologia apresentada no Cap. 5.
Segundo os dados do INMET [48] entre os anos 1961 e 1990, as temperaturas máximas,
referentes ao Rio de Janeiro, apresentam valores na ordem de 30 oC, sendo bem próximas a
temperatura crítica do CO2. Assim, apenas o uso de ciclos transcríticos e subcríticos cascata
podem ser viáveis.
LEE et al. [49] apresentam um sistema de ciclo subcrítico em cascata NH3 - CO2,
conforme apresentado na Figura 4.3, capaz de atingir temperatura no evaporador de -50oC.
Corroborando a possibilidade do uso dessas tecnologias em lugares com temperaturas mais
elevadas e fornecendo soluções eficazes quanto a proteção do meio ambiente.
57
Figura 4.3 – Ciclo Cascata NH3-CO2. Retirado de LEE et al. [49].
Dois ciclos são propostos aqui, tal que ambos são ciclos cascata subcríticos com
múltiplos evaporadores. São baseados ainda no estudo de LEE et al. [49] quanto ao uso de
refrigerantes naturais, utilizando NH3 e CO2. O primeiro é baseado no ciclo com multi
evaporadores apresentado em ELLIOTT e RASMUSSEN [50], conforme apresentado na
Figura 4.4. Já na Figura 4.5 é possível observar o ciclo desenvolvido para atender as
necessidades desse trabalho, unindo as soluções propostas em [49] e [50].
58
Figura 4.4 – Ciclo com Multi Evaporadores. Retirado de [50].
Figura 4.5 – Ciclo Subcrítico Cascata com Multi Evaporadores 1.
O segundo ciclo desenvolvido é um híbrido cascata – multi evaporador, diferenciando
da proposta apresentada anteriormente, na Fig.4.5. O ciclo em questão utiliza dois níveis de
compressão no ciclo de baixa temperatura e dois evaporadores e apenas um nível de compressão
59
no ciclo de alta temperatura, conforme a Figura 4.6. As proposições são justificadas segundo
SILVA [51] que apresenta um ciclo híbrido cascata multi – evaporador distinto.
Figura 4.6 – Ciclo Subcrítico Cascata com Multi Evaporadores 2.
Comparativamente, o ciclo 1 apresenta uma composição mais simples que a do ciclo 2.
Com isso, apresenta uma maior vantagem no quesito de manutenção de seus equipamentos,
necessitando menor investimento financeiro devido a menor quantidade de máquinas. Já o ciclo
2 possui uma maior possibilidade de apresentar maior eficiência energética devido ao uso do
tanque de flash e do duplo estágio de compressão, que são modificações que proporcionam
aumento do COP do ciclo.
60
5 – PROCESSOS DE TRATAMENTO DE AR, PSICROMETRIA E CARGA TÉRMICA
5.1 – Psicrometria e Processos de Tratamento de Ar
5.1.1 – Psicrometria
De forma resumida, psicrometria pode ser entendido como o estudo do ar úmido, ou
seja, o estudo do ar contendo vapor d’água em sua composição. O ar úmido é composto por
uma mistura de dois gases independentes, considerados gases ideais, sendo eles o ar seco e o
vapor d’água, ambos respeitando a equação dos gases perfeitos [21]. Considerando o modelo
de Dalton, é possível escrever as equações de estado para o ar e para o vapor d’água,
respectivamente, como:
ParV =narRT
(5.1)
𝑃vaporV =nvaporRT
(5.2)
onde Pi e ni são, respectivamente, a pressão parcial e a quantidade de mols do
componente i, V é o volume total da mistura, T é a temperatura absoluta da mistura e R é a
constante universal dos gases (R = 8,31441 J/mol K). Segundo HOWELL et al. [21], a mistura
entre gases ideais também obedece a equação dos gases perfeitos, tal que é possível escrever
que:
PV =nRT =(Par+Pvapor)V =(nar+nvapor)RT
(5.3)
O estudo da psicrometria se faz importante uma vez que o controle da temperatura e da
umidade do ar é necessário para aplicações de conforto térmico e de conservação de alimentos.
No estudo da psicrometria definem-se as temperaturas de bulbo seco, TBS, e de bulbo úmido,
TBU. A temperatura de bulbo seco é aquela que encontramos em termômetros convencionais
[21]. Já a temperatura de bulbo úmido é definida como a temperatura na qual a água (líquida
ou sólida), evaporando em ar úmido a uma temperatura de bulbo seco TBS e com umidade
absoluta w, pode levar o ar à saturação adiabática a mesma temperatura de bulbo úmido,
61
mantendo a pressão constante. O dispositivo que mede a temperatura de bulbo úmida é o
psicrômetro.
A umidade absoluta, ou razão de umidade é descrita como a razão entre a quantidade de
massa de água presente no ar e a massa de ar seco, podendo ser escrita como:
W =mvapor
mar
=MvaporPvapor
MarPar
(5.4)
Também é possível escrever a Equação (5.4) em função de suas pressões parciais,
obtendo [19]:
w =0,62198Pvapor
P-Pvapor
(5.5)
No estudo psicrométrico também é definida a umidade relativa. A umidade relativa, UR pode
ser definida como a razão entre a pressão parcial de vapor e a pressão de vapor saturado a
mesma temperatura [21], ou seja,
UR =Pvapor
Pvapor saturado
(5.6)
A temperatura de orvalho é definida como a temperatura na qual o ar úmido é saturado
à mesma pressão e à mesma umidade absoluta de uma amostra de ar úmido. Pode ser encontrada
utilizando duas correlações distintas, a primeira valendo entre 0 e 70 oC e a segunda entre -60
e 0 oC, como apresentado, respectivamente em:
Torvalho=-35,957-1,872a+1,1689𝑎2
(5.7)
𝑇orvalho=-60,45+7,0322a+0,37𝑎2
(5.8)
onde os valores de Torvalho estão apresentados em graus Celsius e a é uma constante definida por
(a=ln(pvapor)), com pvapor medido em Pascal (Pa).
62
A entalpia específica da mistura, do ar e do vapor podem ser escritas escritas
respectivamente como:
ℎ = ℎ𝑎𝑟 + 𝑤ℎ𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟
(5.9)
ℎ𝑎𝑟 = 𝑇𝐵𝑆
(5.10)
ℎvapor=2501+1,805TBS
(5.11)
a entalpia específica do ar seco é indicada por har, a entalpia específica do vapor é representada
por hvapor, TBS é a temperatura de bulbo seco e w é a umidade absoluta. As unidades das
entalpias específicas são dadas em kJ/kg. A da temperatura de bulbo seco dada em oC e a
umidade absoluta tem unidade kgVapor/kgArSeco.
5.1.2 – Processos de Tratamento de Ar
No estudo do tratamento de ar a carta psicrométrica é frequentemente empregada. Esta
carta é uma ferramenta gráfica que facilita a visualização dos processos e fornece todas as
informações acerca de temperatura e umidade, Anexo B. No gráfico é possível encontrar a
temperatura de bulbo seco, temperatura de bulbo úmido, umidade relativa, umidade absoluta,
entalpia específica e o fator SHR, do inglês Sensible Heat Ratio, definido como a razão entre a
carga térmica de calor sensível e a carga térmica total a ser retirada do ambiente, dada por:
SHR=Q
sensível
Qtotal
(5.12)
Os processos de tratamento de ar podem ser divididos em oito, sendo eles: aquecimento
sensível, resfriamento sensível, umidificação, desumidificação, aquecimento com
umidificação, resfriamento com desumidificação, desumidificação química, refrigeração
evaporativa. Além disso, deve-se levar em conta os processos de mistura adiabática, que podem
misturar correntes de ar, ou misturar ar com água líquida.
63
São avaliados aqui os balanços energéticos para os processos de
aquecimento/resfriamento sensíveis, refrigeração com desumidificação, aquecimento com
umidificação e mistura adiabática de correntes. Na Figura 5.1 é possível ver os processos
ilustrados na carta psicrométrica.
Figura 5.1 – Processos de Tratamento de Ar. Retirado de SITE
• Aquecimento/Resfriamento de Ar
Esses processos apresentam variação na temperatura de bulbo seco, sem mudança na
umidade, o ar seco ganha ou perde calor, sendo caracterizados por uma linha horizontal na carta
psicométrica, uma vez que a umidade se mantém constante. Esses processos ocorrem em
trocadores de calor [21]. O processo de aquecimento/resfriamento sensível é ilustrado na Figura
5.2. Para o aquecimento sensível o calor é adicionado ao sistema e para o resfriamento sensível
o calor é retirado do sistema.
64
Figura 5.2 – Processo de Aquecimento/Resfriamento Sensível
Considerando que o processo ocorre em regime permanente, a aplicação da conservação
de energia e de massa fornecem que:
marhe-marhs+Q=0
(5.13)
we = ws
(5.14)
onde tem-se que a taxa de calor transferido é representado por Q, podendo ser adicionado ou
retirado da corrente de ar. A massa ou vazão mássica indicada por m, para o vapor d’água e ar
seco. A entalpia específica da mistura é indicada por h, e w representa a umidade absoluta.
Finalmente, os índices e e s representam, respectivamente, os estados das propriedades na
entrada e na saída do volume de controle.
• Resfriamento com Desumidificação
O processo resulta em uma redução tanto da temperatura de bulbo seco, quanto da razão
de umidade. A redução da umidade ocorre quando a temperatura desce abaixo da temperatura
de ponto de orvalho, condensando o vapor d’água contido no ar, [19]. A Figura 5.3 ilustra o
processo.
65
Figura 5.3 – Processo de Resfriamento com Desumidificação
Realizando o balanço mássico e energético de um regime permanente, é dado por:
marhe = marhs + Q + ṁH2OhH2O
(5.15)
ṁarwe=ṁarws+ṁH2O
(5.16)
No entanto, o processo envolve tanto variação de temperatura e umidade, de forma que
o calor transferido tem parcela sensível e latente, podendo reescrever o calor como a soma dos
dois calores, representados por:
𝑄.
s=ṁarcp(Te-Ts)
(5.17)
𝑄.
l=ṁar(we-ws)hfg
(5.18)
o fluxo de massa é indica por ṁ, para o ar e para a água (H2O). O termo hH20 é a entalpia
específica da água no estado final. As temperaturas de bulbo seco inicial e final são indicadas
por Te e Ts. As razões de umidade indicadas por we e ws. O calor específico a pressão constante
do ar é indica por cp. E hfg é a entalpia específica de vaporização da água.
66
• Aquecimento com Umidificação
Esse processo resulta em um aumento da temperatura e da umidade absoluta do recinto
condicionado. Muito utilizado em países com inverno rigoroso e seco, permitindo alcançar a
temperatura de conforto adequada, [21]. O processo é representado na Figura 5.4. O balanço de
energia e da massa são representados por:
ṁarhe+ṁH2OhH2O+Q=ṁarhs
(5.19)
ṁarwe+ṁH2O=ṁarws
(5.20)
Figura 5.4 – Aquecimento com Umidificação
• Mistura Adiabática de Duas Corrente de Ar
É um processo, apresentado na Figura 5.5, é muito comum nos processos de
condicionamento de ar, dado que em muitos sistemas utilizam-se retorno de ar com mistura
com ar exterior. A mistura adiabática é um processo sem troca de calor de duas correntes de ar
úmido, gerando uma corrente final, onde pode-se ver seu balanço energético, mássico de ar e
de água, respectivamente em:
67
ṁaha+ṁbhb=ṁchc
(5.21)
ṁa+ṁb=ṁc
(5.22)
ṁawa+ṁbwb=ṁcwc
(5.23)
Figura 5.5 – Mistura Adiabática de Duas Correntes de Ar
• Mistura Adiabática de Ar Úmido com Injeção de Água
É um dos processos mais frequentemente utilizados para adicionar umidade a uma
corrente de ar, injetando-se vapor ou uma corrente de água a uma corrente de ar, [21]. O
processo pode ser ilustrado na Figura 5.6. E em regime permanente o balanço de massa e de
energia do processo adiabático é determinado por:
ṁarhe+ṁH2OhH2O=ṁarhs
(5.24)
ṁarwe+ṁH2O=ṁarws
(5.25)
68
Figura 5.6 – Mistura Adiabática de Ar Úmido com Injeção de Água
• Movimentação de Ar
Em todos os sistemas de ar condicionado é necessário realizar a movimentação de ar,
sendo requerido uma máquina de fluxo para realizar tal tarefa. As mais comumente utilizadas
são os ventiladores e os sopradores, [21]. A figura 5.7 apresenta o desenho esquemático do
funcionamento de um ventilador. E o balanço de massa e energético são apresentados por:
ṁarhe-ṁarhs-𝑊
.ventilador=0
(5.26)
we=ws
(5.27)
Figura 5.7 – Movimentação de Ar
69
5.2 – Processos de Transferência de Calor
O entendimento dos processos de transferência de calor é de extrema importância para
a humanidade, sendo utilizados amplamente em processos de engenharia, conforto, produção
de energia, processos químicos e biológicos. Existem três formas básicas de troca de calor entre
dois ou mais meios com temperaturas diferentes: condução, convecção e radiação. Para
refrigeração, entender esses conceitos e saber aplicá-los é importante para mensurar cargas
térmicas corretamente e otimizar os processos para se alcançar eficiência energética.
5.2.1 – Condução
Segundo Ozisik [27], a condução de calor é um processo de transferência de calor onde
a energia é transferida do corpo de maior temperatura para um corpo de menor temperatura por
meio de contato direto entre os corpos. A troca de calor é influenciada pelo material dos corpos,
a área de contato e a temperatura que estão os meios.
De forma simples, a quantidade de calor trocado entre um corpo sólido e um reservatório
de temperatura obedece a lei de Fourier, na forma diferencial é apresentada por:
Qcond
=-kAdT
dx
(5.28)
o fator k é a condutividade térmica do material, em W/m2K. A área de troca de calor é denotada
por A, em m2. O sinal negativo indica o sentido da troca térmica, sempre fluindo do corpo de
maior temperatura para o de menor. E a derivada dT/dx é a forma como a temperatura varia em
relação ao comprimento da parede de troca, essa sendo determinada empiricamente ou estimada
pelas equações do calor.
Para uma análise real da temperatura ao longo do corpo é necessário utilizar as
equações do calor tridimensionais para coordenadas cartesianas, cilíndricas e esféricas, mas
estas não serão utilizadas pois o foco de interesse é o calor total transferido.
Para coordenadas cartesianas, que será o ponto de interesse, a Equação (5.28) pode ser
reescrita como:
70
Qcond-cartesiana
=-kAΔT
L
(5.29)
INCROPERA et al [28] apresenta o conceito de circuito térmico, o qual faz uma
analogia com os circuitos elétricos, permitindo considerar a diferença de temperatura como um
diferencial de potencial, a taxa de calor transferido como a corrente elétrica e o que o termo
residual como uma resistência de condução. Arrumando a equação 5.29, pode-se definir a
resistência de condução como:
Rcond=L
kA
(5.30)
Esse conceito pode ser ampliado para uma composição de materiais, tal como uma
parede, analisado na forma de um circuito em série. Logo, a resistência total de uma parede ou
uma composição de materiais é dada por:
Rtotal= ∑Li
kiAi
n
i=1
(5.31)
Vale ressaltar que existem não apenas resistências de condução dos materiais do
conjunto, mas também do contato entre eles, no entanto essa análise não será realizada neste
trabalho devido a seu caráter de cálculo aproximado.
5.2.2 – Convecção
A convecção [28], é um processo de transferência de calor entre um fluído e um meio
sólido, onde o calor é transferido para o corpo de menor temperatura. O calor transferido é
função da área de troca de calor, da diferença de temperatura entre o fluído e o meio, do tipo de
escoamento, tipo de fluído, tipo de escoamento, velocidade de escoamento, rugosidade da
superfície sólida e forma geométrica.
Para calcular a quantidade de calor trocado utiliza-se a lei do resfriamento de Newton,
escrita como:
71
Q
conv=hA(Th-Tl)
(5.32)
onde A é a área de troca em m2, Th e Tl são as temperaturas alta e baixa, respectivamente,
medidas em K. E h é o coeficiente de transferência de calor, que contempla todas as informações
acerca do fluído, escoamento e material. Diversas correlações podem ser utilizadas para o
cálculo desse parâmetro, mas estas não serão utilizadas neste texto, os valores de h utilizados
serão os fornecidos por CREDER [35].
5.2.3 – Radiação
A radiação é um processo de transferência de calor que não necessita de um meio físico
para acontecer, ocorrendo mais eficientes em vácuo, [29]. Todo corpo emite radiação, que varia
com o tipo de corpo e com a temperatura dele. O máximo fluxo de radiação emitido por um
corpo é dado pela lei de Stefan-Boltzman, a qual pode ser escrita como [29]:
E=σTs
4
(5.33)
onde Ts é a temperatura em graus Kelvin da superfície do corpo e σ é a constante de Stefan-
Boltzman (σ = 5,67*10-8 W/m2K4). Essa lei é válida para corpos ideais com emissividade
máxima, também chamados de corpos negros. Para corpos não ideais, o fluxo térmico é escrito
alterando a lei de Stefan-Boltzman e introduzindo o conceito de emissividade (ϵ), que varia de
0 a 1, podendo ser entendido como uma “eficiência”. Assim, a Equação (5.33) pode ser reescrita
como:
E=ϵσTs
4
(5.34)
A radiação também pode incidir sobre um corpo, podendo vir das vizinhas ou de outra
fonte, como o Sol, [28]. Essa energia pode ser, absorvida, transmitida ou refletida. A energia
absorvida aumenta a energia interna do corpo, alterando sua temperatura e estado
termodinâmico. O fluxo absorvido por um material pode ser escrito por:
72
Gabs=αG=ασTs
4
(5.35)
onde G pode ser entendido como irradiação e α como absorvidade, que varia de 0 a 1, [29].
A taxa de calor transferido por um corpo com temperatura Ts e temperatura da
vizinhança a Tviz, pode ser determinada por:
Q
rad= A(ϵσTs
4- ασTs4)
(5.36)
onde A é a área superficial do corpo em m2, e as temperaturas medidas em K. E finalmente
para um corpo cinza, onde a emissividade e a absorvidade possuem o mesmo valor, tem-se a
taxa de calor transferido por radiação definida por:
Q
rad= Aϵσ(Ts
4-Ts4)
(5.37)
5.3 – Carga Térmica
Ao se projetar um sistema de refrigeração é importante conhecer a origem dos calores
inseridos ou gerados dentro do meio a se refrigerar. As cargas podem ser divididas em calores
latentes e calores sensíveis. O calor latente é relacionado à mudança de temperatura da
substância, tal que para sistemas de refrigeração é considerado a água, pois geralmente se deseja
adicionar ou remover umidade. Já o calor sensível é relacionado com a variação de temperatura.
Neste tópico são apresentadas as formas que um ambiente condicionado ganha calor, com foco
tanto para conforto térmico quanto para conservação de alimentos.
5.3.1 – Conforto Térmico
As formas de ganho de calor para conforto térmico, seguindo a metodologia de
CREDER [35], são divididas em oito. Sendo elas o ganho por condução, insolação (transmissão
73
em paredes opacas e por janelas), carga devido aos dutos, calor gerado por pessoas, calor gerado
por equipamentos, iluminação, a infiltração de ar e o insuflamento de ar. Algumas dessas
formas de ganho de calor contemplam tanto o calor latente quanto o calor sensível. O
conhecimento correto e discretizado dessas duas formas é importante para o cálculo da
temperatura de insuflamento de ar, sendo um importante fator para a determinação do ciclo
termodinâmico de refrigeração projetado ou utilizado.
• Carga de Condução – Calor Sensível
O calor ganho por condução é mensurado a partir da interação do ambiente exterior com
o interior por intermédio da barreira que os separa, geralmente uma parede. A quantidade de
calor passada para o interior é função do material da divisória, da área de contato, do velocidade
e condições do ar exterior e da diferença de temperatura.
O conceito de resistência térmica e a equação de Fourier são utilizados para mensurar a
carga térmica por condução que deve ser retirada pelo sistema de refrigeração, sendo a carga
térmica de condução calculada por:
𝑄.cond
=A∆T
Rtotal
(5.38)
a área de troca de calor é representada por A, ∆𝑇 representa a diferença de temperatura entre o
ambiente interno e externo e 𝑅𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 representa a resistência total de condução, que considera
todas as resistências térmicas dos materiais que compõe a parede e as resistências de convecção
do lado externo e interno.
• Carga de Insolação – Calor Sensível
A insolação é o efeito que a radiação solar causa nas construções. A quantidade de calor
absorvido por um corpo via radiação, segundo INCROPERA et al [29], é uma função da
absortividade e da emissividade do corpo e das temperatura do entorno e do corpo. Além disso,
toda superfície emite, recebe e armazena radiação em diversos níveis, sendo um processo
74
complexo que envolvem grandes matrizes. A insolação é dividida na metodologia de CREDER
[35] em duas partes, a transmissão em paredes opacas e transmissão em janelas.
• Transmissão em Paredes Opacas
Em paredes opacas, ou superfícies não translucidas, no entanto, a simplificação proposta
por CREDER [35] apresenta parâmetros e valores tabelados de aumento de temperatura para
materiais de diferentes cores e diferentes direções, tornando o processo de cálculo mais simples
e com menos variáveis. A Tabela 5.1 apresenta esses valores três diferentes tonalidades de cor:
escura, média e clara.
A equação da transmissão em paredes opacas complementa a equação da condução,
valendo para superfícies expostas a luz solar, sendo apresentada por:
𝑄.=A
Rtotal
(Text-Tint+∆T)
(5.39)
a área de troca de calor é representada por A, ∆𝑇 representa o acréscimo de temperatura, Text e
Tint representam as temperaturas externa e interna, respectivamente. E 𝑅𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 representa a
resistência total de condução.
Tabela 5.1 – Acréscimo de Temperatura segundo [34] - ∆T em oC.
Superfície Cor Escura Cor Média Cor Clara
Telhado 25 16,6 8,3
Parede
Leste/Oeste 16,6 11,1 5,5
Parede Norte 8,3 5,5 2,7
Parede Sul 0 0 0
• Transmissão em Janelas
75
Seguindo um princípio semelhante [35], a transmissão em janelas apresenta coeficientes
de transmissão (fator solar), que variam com a hora, época do ano, direção da janela e
coeficiente de redução. O cálculo de transmissão é simples, mas por ser dependente de diversos
fatores pode variar bastante ao longo do ano, tornando o processo de dimensionamento um tanto
complicado devido a quantidade de informações, podendo ser calculada, de forma simplificada
por [35]:
𝑄.=ηAU
(5.40)
A representa a área da janela, η representa os coeficientes de redução e U os fatores
solares que podem ser encontrados em [35]. Os coeficientes de redução são apresentados na
Tabela 5.1. Deve-se observar que esses valores são para janelas em esquadria em madeira, para
janelas em esquadria metálica, multiplicar tudo por 1,15, resultando em:
𝑄.=1,15ηAU
(5.41)
Tabela 5.1 – Coeficiente de Redução segundo [34].
Aplicação Coeficiente de
Redução
Toldos/Persianas
Externas 0,15 - 0,2
Persianas
Internas
Refletoras 0,5 - 0,61
Cortinas
Internas Brancas 0,25 - 0,61
Este trabalho, no entanto, se limitará a calcular os valores das transmissões por janela
apenas para valores máximos encontrados, para facilidade de cálculo e superestimar a carga
térmica, não necessitando de coeficientes de segurança.
76
• Cargas de Dutos – Calor Sensível
Segundo CREDER [35], o ar ao realizar o seu percurso de retorno, antes de ser
reinserido no sistema perde calor para o ambiente externo, esse calor deve ser contabilizado e
dimensionado para seleção correta dos equipamentos ou projeto do ciclo. No entanto para se
calcular os dutos é necessário conhecer a carga térmica total, sendo necessário um cálculo
iterativo, com um critério de parada apropriado e determinado pelo projetista para encontrar a
solução. A carga térmica é calculada por:
𝑄.=AU(Text-Tint)
(5.42)
A representa a área do tubo exposta ao ambiente externo, podendo ser totalmente isolado
ou parcialmente. Text e Tint as temperaturas externa e interna do tubo e U o coeficiente global
de transmissão de calor, fornecido na Tabela 5.2. No entanto, esse coeficiente U pode ser
interpretado pelo inverso da resistência térmica total, podendo diminuir seu valor caso sejam
adicionados isolantes térmicos, diminuindo diretamente o ganho de carga térmica.
Tabela 5.2 – Coeficiente Global de Transmissão de Calor U para dutos [W/m2oC] segundo
[35].
Tipo de Duto Coeficiente
Global
Chapa Metálica (não isolada) 6,6816
Isolado com 1/2 polegada 2,1576
Isolada com 1 polegada 1,2412
Isolado com 1,5 polegada 0,8468
Isolado com 2 polegadas 0,6844
• Carga de Pessoas – Calor Sensível e Latente
É o calor gerado pelas pessoas dentro de um recinto, divido em sensível e latente, é
influenciado principalmente pela atividade física, biotipo, sexo e tipo de roupa utilizado.
Embora possa ser calculado, usualmente são utilizadas tabelas com taxas típicas para algumas
77
ocasiões, tal como apresentado em ABNT [5]. As cargas latente e sensível são calculadas,
respectivamente, por:
𝑄.
latente=ULnpessoas
(5.43)
𝑄.
sensível=USnpessoas
(5.44)
onde npessoas é o número de pessoas dentro do recinto, Ulatente e Usensível os valores tabelados para
a taxa indicada para o ambiente em questão.
• Carga de Equipamentos – Calor Sensível e Latente
O calor gerado por equipamentos segue o mesmo princípio do calor gerado por pessoas.
Podem ser obtidas em ABNT [5], as taxas típicas geradas pelos mais variados equipamentos.
ABNT [5], apresenta valores tabelados para diversos tipos de equipamentos, tais como
aparelhos de escritório, impressoras, motores elétricos, restaurantes, médicos e laboratório.
Determinados equipamentos geram tanto calor latente quanto calor sensível, tal que o calor
latente e o calor sensível gerados podem ser escritos, respectivamente, por:
𝑄.
latente=ULnequipamentos
(5.45)
𝑄.
sensível=USnequipamentos
(5.46)
onde nequipamentos é o número de equipamentos dentro do recinto, Ulatente e Usensível os valores
tabelados para a taxa indicada para o aparelho em questão.
• Carga de Iluminação – Calor Sensível
As cargas térmicas de iluminação são calculadas de acordo com:
78
𝑄.
iluminação=UA
(5.47)
onde o fator de dissipação U é encontrado em ABNT [5], sendo diferente para cada tipo de
ambiente, [34]. E a área A é a área iluminada em metros quadrados.
• Carga de Infiltração – Calor Sensível e Latente
As cargas devido a infiltração podem ser calculadas utilizando dois métodos distintos.
O primeiro sendo conhecido como o método de troca de ar é amplamente utilizando por
engenheiros, devido a sua simplicidade de cálculo, [21]. O segundo método é conhecido como
métodos das frestas, onde a velocidade do ar, fendas e diferença de pressão influenciam no
fluxo de ar que entra ou sai da edificação. Segundo [21], o método das frestas, embora mais
acurado, necessita de maiores informações acerca das condições do edifício, logo não será
utilizado nesse trabalho.
A vazão de ar calculada no método da troca de ar é calculada por [35]:
Q=VACH
(5.48)
onde ACH é o conhecido como o fator de trocas de ar por hora, V é o volume do recinto em m3.
Os valores de ACH e indicações de uso estão presentes na Tabela 5.3.
A carga térmica dividida em duas partes, sensível e latente é dada por:
𝑄.
sensível=0,3364 𝑄𝑖𝑛𝑓(Text-Tint)
(5.49)
𝑄.
latente=676,28𝑄𝑖𝑛𝑓γ(wext-wint)
(5.50)
onde Qinf é a vazão de ar que infiltra no sistema, e calculada pela Equação (5.48) em m3/h. Text
e Tint são respectivamente as temperaturas externa e interna. As umidades absolutas externa e
interna são denotadas por wext e wint, dadas em kg/kg. E γ é a massa específica do ar em kg/m3.
79
As Equações (5.49) e (5.50) são adaptadas de [35] a fim de fornecer os valores em W e não em
kcal/h, para isso as equações originais foram multiplicadas por 1,16.
Tabela 5.3 – Trocas de Ar por Hora nos Recintos segundo [35].
Janelas Existentes Trocas por
Hora
Nenhuma janela ou porta para o exterior 0,75
Janelas ou portas em 1 parede 1
Janelas Existentes
Trocas por
Hora
Janelas ou portas em 2 paredes 1,5
Janelas ou portas em 3 paredes 2
Lojas 2
• Carga devido à Ventilação – Calor Sensível e Latente
Segundo ABNT [5] e CREDER [35] é necessário prover quantidade adequada de ar para
renovação e de qualidade para os seres humanos que estão dentro do espaço condicionado. Esse
ar inserido ao ambiente tem tanto carga térmica sensível como latente para ser retirada no
aparelho de ar condicionado, sendo dimensionadas por [35]:
𝑄.
sensível=0,3364𝑄𝑣𝑒𝑛𝑡(Text-Tint)
(5.51)
𝑄.
latente=676,28𝑄𝑣𝑒𝑛𝑡γ(wext-wint)
(5.52)
as Equações (5.51) e (5.52) são idênticas as do ar infiltrado, também contendo a adaptação feita
para fornecer unidades do Sistema Internacional (S.I). No entanto a, vazão Qvent é encontrada
de acordo com a metodologia apresentada no cap.2 deste texto, para atender as necessidades
dos indivíduos dentro do espaço condicionado.
5.3.2 – Conservação de Alimentos
80
Um sistema de conservação de alimentos, além de considerar basicamente todas as
formas de carga térmica para um sistema de conforto, também levam em conta o produto
inserido na cama frigorífica ou congelador. Segundo DOSSAT [31], as cargas térmicas dos
produtos podem ser tanto sensíveis quanto latentes, uma vez que pode haver redução de
temperatura, para alimentos refrigerados e mudança de fase para congelamento de alimentos.
Existem três estados possíveis que um produto pode ser inserido em uma câmara para
conservar sua temperatura, [31]. Com a temperatura inferior à do ambiente, onde o corpo passa
a ser esquentado, cedendo calor. Com a temperatura superior à do ambiente, recebendo calor
das vizinhanças. E por fim entrando a mesma temperatura do ambiente, o que não gera um fluxo
de calor, nem para dentro do corpo, nem para fora.
Define-se então a quantidade de calor a ser adicionado ou retirado do ambiente para
manter o produto nas condições ideais de temperatura como não havendo troca de estado físico
como:
Q
produto=mc∆T
(5.53)
onde o índice m é a massa do produto em kg, c é o calor latente do corpo em J/kgK e ∆T é a
diferença das temperaturas de entrada do produto e da câmara.
No entanto, percebe-se que a unidade final não é de potência e sim de energia. Para isso,
segundo a metodologia proposta [31], faz-se necessário dividir a quantia calculada pelo tempo
de funcionamento da câmara, encontrando a potência necessária para o funcionamento
apresentado por: Onde ∆t é o tempo de funcionamento em segundos.
𝑄.produto
=mc∆T
∆t
(5.54)
onde ∆t é o tempo de funcionamento em segundos.
5.4 – Condições do Ar de Insuflamento
Nesta seção, serão apresentados os métodos para determinar as condições que o ar deve
ser insuflado em um sistema de caminho único, que também será definido.
81
5.4.1 – Condições Térmicas
O conceito mais simples de um sistema de ar condicionado central é denominado
sistema de caminho único, do inglês Single Path System. O qual a unidade pode ser instalada
remotamente, necessitando da utilização de um sistema de dutos, ou dispensando estes
equipamentos ao ser instalado diretamente. Esse sistema é descrito como uma única unidade de
condensação, provendo ar à uma única zona climatizada. Esses sistemas são utilizados em
pequenas áreas, tais como lojas de departamento, lojas únicas de shopping e salas de aulas para
escolas [21].
Esse sistema pode ser verificado na Figura 2.1 e será utilizado ao longo desse trabalho,
embora não seja perfeitamente adequado dada a escala da construção analisada. No entanto, ao
dividir o ambiente em várias partes menores é possível obter uma aproximação razoável e que
atenderá ao caráter investigativo e aproximado do trabalho.
Na Figura 5.8 é possível ainda verificar a discretização dos pontos, onde o índice 0
indica o ponto de coleta de ar exterior para renovação e atender a requisitos exigidos para
respiração humana e repor o ar perdido por frestas, portas e janelas, tem sua umidade e
temperatura determinadas pela localização geográfica.
O ponto 1 é o ponto após a mistura adiabática entre o ar de retorno e o ar de renovação.
O ponto 3 é o estado em que o ar, após ter retirado calor do ambiente, é retirado para posterior
recirculação e exaustão de parte do ar para eliminação de poluentes, contém as mesmas
condições de temperatura e umidade do ambiente condicionado. O ponto 2 é o que determina
as condições do ar insuflado no espaço condicionado, sendo influenciado pelos pontos
adjacentes, carga térmica sensível e total e o equipamento utilizado.
82
Figura 5.8 – Análise Psicrométrica dos Pontos em um Sistema de Caminho Único. Adaptado
de BRUM [52]
• Determinação da Condições Térmicas
Para se determinar as condições térmicas do ponto de insuflamento. MCQUISTON et
al [40], define que é necessário primeiramente marcar os pontos 0 e 3 no gráfico, pois estes são
os mais fáceis de adquirir. Posteriormente deve-se utilizar a razão de calor sensível e com isso
traçar uma linha paralela ligando o ponto 3 ao ponto 2, que pode estar localizado em qualquer
ponto dado que sua seleção varia conforme vários aspectos. Mas segundo CREDER [35], será
utilizado o valor de umidade relativa de 90% como um critério de seleção, visto que o ar que
sai da serpentina tem alta umidade relativa.
Traçando a linha paralela ao fator SHR, ligando o ponto 3 à linha de 90% de umidade
relativa encontra-se o ponto 2. Novamente uma linha nova é traçada entre o ponto 3 e 0. Após
isso, determina-se a vazão de insuflamento para resfriamento sensível e desumidificação, que
serão apresentadas na seção 5.4.2, e calcula-se as condições do ponto 1, que é um estado
resultante de uma mistura adiabática entre os estados 0 e 3.
83
5.4.2 – Vazão de Insuflamento
O cálculo da vazão de insuflamento usará a metodologia proposta por [21], onde é
necessário calcular as vazões tanto para resfriamento sensível quanto para desumidificação e
selecionar a maior vazão. A vazão de resfriamento pode ser calculada por:
Vsensível=𝑄.
𝑠𝑒𝑛𝑠í𝑣𝑒𝑙
1,23(Tconforto-Tinsuflamento)
(5.55)
onde a vazão é indicada por Vsensível. A temperatura do ambiente condicionado é escrita como
Tconforto e a temperatura do ar de insuflamento é escrita como Tinsuflamento. E o calor sensível
calculado na análise de carga térmica é representado por Qsensível. A Equação (5.55) deve
apresentar todas suas unidades respeitando o S.I.
A vazão para desumidificação, também com unidades em S.I, pode ser escrita segundo:
Vdesumidificação=𝑄.
latente
3010(wconforto-winsuflamento)
(5.56)
onde a vazão é indicada por Vdesumidificação. A umidade absoluta do ambiente condicionado é
escrita com wconforto e a umidade absoluta do ar de insuflamento é winsuflamento. E o calor latente
calculado na análise de carga térmica é representado por Qlatente.
5.5 – Softwares
Esta seção do trabalho apresenta de forma breve os softwares utilizados e desenvolvidos
para uso no presente trabalho. Ao todo foram utilizados quatro programas principais para
realização de cálculos e dimensionamento de equipamentos. Os softwares de seleção de
equipamentos não serão mencionados aqui por se tratar de catálogos, deixando as referências
para capítulos posteriores.
84
5.5.1 – COOLPACK
O COOLPACK é um software livre, desenvolvido pela Universidade Técnica da
Dinamarca, do dinamarquês Danmarks Tekniske Universitet. Tem a função gerar
completamente o gráfico do ciclo de refrigeração a partir de uma seleção de ciclos, tendo como
inputs principais as temperaturas de operação, pressão, refrigerante e carga térmica que deve
ser retirada do ambiente. Além disso fornece todas as propriedades termodinâmicas para
inúmeros refrigerantes em diversos estágios. Neste trabalho, devido aos ambientes
condicionados necessitarem de condições climáticas muito distintas, este software servirá como
base correta de informações para as propriedades termodinâmicas dos pontos no ciclo estudado.
5.5.2 – Folha de Cálculo de Carga Térmica
Esta folha de cálculo, de autoria própria, em Microsoft Excel foi desenvolvida com o
intuito de calcular as cargas térmicas necessárias para um ambiente climatizado. Levando em
consideração todas as cargas térmicas explicadas na seção 5.4. Vale ressaltar que o software
apresenta um gráfico anual com base nos dados fornecidos pelo Instituto Nacional de
Metereologia (INMET) [48], onde foram obtidas as condições climáticas entre 1960 e 1990,
para a temperatura e umidade relativa.
A partir de um plug-in para o software Excel, chamado Psychrometric Chart [53], foram
extraídas todas as umidades absolutas para todas as localidades do estado do Rio de Janeiro,
onde foram feitos os estudos. Esses dados foram inseridos no programa desenvolvido e utilizado
ao longo do processo de cálculo e dimensionamento.
5.5.3 – Folha de Cálculo de Ciclos de Refrigeração
Esta folha de cálculo, de autoria própria, em Microsoft Excel foi desenvolvida com o
intuito de realizar o cálculo dos pontos do ciclo de refrigeração a compressão mecânica de vapor
utilizado e consequentemente auxiliar na escolha dos equipamentos. Baseando-se em
praticamente toda teoria apresentada neste texto, apresenta o estado termodinâmico de todos os
85
pontos, apontando a temperatura, pressão, entalpia e entropia. Esses dados são calculados a
partir de um plug-in instalado, chamado CoolProp [54].
Os inputs principais do programa são as temperaturas exterior e interior ao ambiente e
a carga térmica a ser retirada no evaporador. Automaticamente o programa calcula os estados
termodinâmicos, vazões de refrigerante, quantidade de calor a ser retirado pelo condensador, o
coeficiente de desempenho do ciclo (COP) e trabalhos consumidos nos compressores.
5.5.4 – HeatCraft
O HeatCraft SR2015 é um software desenvolvido pela HeatCraft do Brasil [55] com a
finalidade de auxiliar no dimensionamento e seleção de equipamento para câmaras frigoríficas.
Entrando com diversos dados da construção, temperatura, tempo de uso, espécie de produto
inserido, quantidade de pessoas e equipamentos é possível rapidamente ter uma estimativa da
carga térmica gasta e ser possível realizar a escolha dos equipamentos. Este software será usado
no dimensionamento das câmaras frigorífica do restaurante da construção.
86
6 – CÁLCULOS DE PROJETO
6.1 – Cálculo de Cargas Térmicas
Para o cálculo das cargas térmicas, foi desenvolvido um programa em Microsoft Excel,
com mencionado no Cap. 5. O local de estudo é dividido em dois grandes blocos. No bloco 1
estão localizados um armazém de hortaliças, laboratórios de análise, salas de descanso,
recepção e outros ambientes. Já no bloco 2 encontram-se o hortifrúti, restaurante popular,
cozinha e dependências e um armazém de produtos.
Para facilitar o cálculo de carga térmica, os ambientes foram divididos em seis zonas:
hortifrúti, restaurante, depósito de alimentos, armazém, salas de descanso e salas de conforto
térmico. Adicionalmente foi realizada uma separação posterior, dividindo em cargas térmicas
de conforto e de armazenamento, para cálculo dos pontos e dimensionamento do ciclo de
refrigeração.
Os parâmetros de conforto utilizados foram temperatura de 24 oC e umidade relativa de
65%, conforme os parâmetros estabelecidos em [5]. Já para armazenagem de produtos,
estipulou-se a temperatura de 10 oC e umidade relativa em 90%, conforme definido no Cap.2.
Onde a umidade relativa estipulada está entre os valores indicados [19] e a temperatura
estipulada para não causar lesão por frio [18]. Os valores indicados para atender as necessidades
de ar dos seres humanos, a carga térmica gerada por pessoas, a carga de iluminação e a carga
dos equipamentos foram utilizados segundo ABNT [5].
6.1.1 – Hortifrúti
O bloco do hortifrúti, é mostrado na Figura 6.1. Para o cálculo de carga térmica, foram
consideradas a presença de 120 pessoas dentro do ambiente, sendo 100 clientes, 10 operadores
de caixa-registradora e 10 outros profissionais, entre estoquistas e auxiliares de serviços gerais,
cada um aportando cargas térmicas distintas [5].
Foi considerada a existência de 10 computadores, 10 monitores e 10 impressoras
pequenas nos equipamentos, além de 2 cafeteiras para degustação de produtos, 4 bebedouros
para atender as necessidades de água dos clientes. E foi considerado o uso de 5 refrigeradores
grandes para produtos diversos e 3 aquecedores de alimentos em prateleira.
87
No quesito de cálculos de condução foram utilizadas propriedades de material
fornecidos por [29], e uma parede de 15 cm, composta por reboco de gesso e tijolo comum. As
esquadrias das janelas eram de metal e com utilização de cortina branca para diminuição da
incidência de luz solar. Conforme os dados do INMET [48], as cargas térmicas foram feitas
para todos os meses do ano, considerando a temperatura máxima média entre 1961 e 1990.
Figura 6.1 – Bloco Hortifruti. Adaptado de SOUZA [1].
6.1.2 – Restaurante
Para o bloco do restaurante, foi considerada a presença de 135 pessoas no ambiente,
sendo 100 clientes, 3 operadores de caixa registradora, 5 garçons, 13 cozinheiros e auxiliares
de cozinha, 3 auxiliares de serviços gerais, 3 lavadores de pratos, 4 estoquistas, 1 gerente, 1
subgerente e 2 analistas de qualidade.
Além disso foram considerados diversos equipamentos que adicionam carga térmica ao
ambiente, sendo em sua maioria aparelhos utilizados no processo de cocção, refrigeradores para
88
bebidas e equipamentos de escritório. O mesmo tipo de parede do hortifrúti foi utilizado para
toda a construção. O bloco do restaurante pode ser visto na Figura 6.2. Vale ressaltar que o
depósito de alimentos não foi considerado nesta análise, pois foi feito separadamente, como
discutido na Subseção 6.1.3.
Figura 6.2 – Bloco do Restaurante. Adaptado de SOUZA [1].
6.1.3 – Depósito de Alimentos
Tendo como intuito abastecer o hortifrúti, o depósito de alimentos é consideravelmente
menor que o armazém de produtos, comportando uma quantidade reduzida de frutas e
hortaliças. Foram considerados diversos alimentos, e suas respectivas quantidades idealizadas
pelo autor, em virtude da ausência de referências sobre estoques de hortifrútis, a serem
resfriados no seu interior, como mostra a Tabela 6.1. Embora exista sazonalidade de produtos
ao longo do ano, esta não foi considerada a fim de simplificar a análise realizada. Foi
considerada a temperatura de entrada dos alimentos como 20oC.
89
Tabela 6.1 – Alimentos Resfriados no Depósito de Alimentos
Produto Quantidade (kg)
Alface 100
Aspargo 50
Couve 100
Espinafre 50
Tomate 100
Cebola 100
Brócolis 75
Salsa 100
Maçã 80
Banana 120
Melão 70
Limão 100
Manga 100
Laranja 150
Pêra 40
Abacaxi 60
Durante o funcionamento do estabelecimento, 4 pessoas trabalham dentro do depósito,
retirando ou adicionando alimentos. Não foram considerados equipamentos dentro dele.
Também se adicionou uma manta térmica para conferir menor entrada de calor no ambiente por
condução, utilizando 40cm de manta no interior do ambiente, nas paredes e no teto. O bloco do
depósito pode ser visto na Figura 6.3.
Figura 6.3 – Depósito Pequeno. Adaptado de SOUZA [1].
90
6.1.4 – Armazém
O armazém possui o intuito de armazenar produtos para posterior transporte e
abastecimento de outras localidades. A mesma metodologia foi utilizada para o cálculo das
cargas do depósito de alimentos, utilizando a mesma manta térmica com mesma espessura. A
mesma variedade de alimentos foi selecionada, no entanto com quantidades superiores como
mostra a Tabela 6.2. As quantidades de produtos foram determinadas adicionando um fator de
segurança bem conservativo de 25%, multiplicando área deste armazém pela quantidade de
produtos por área apresentado em [56]. A temperatura de entrada dos alimentos foi considerada
como 20oC, tal qual o depósito de alimentos.
Tabela 6.2 – Alimentos Resfriados no Armazém.
Produto Quantidade
(kg)
Alface 10000
Aspargo 5000
Couve 8000
Espinafre 8000
Tomate 10000
Cebola 10000
Brócolis 8000
Salsa 10000
Maçã 10000
Banana 10000
Melão 7500
Limão 10000
Manga 7500
Laranja 12000
Pêra 4000
Abacaxi 6000
91
O número de pessoas trabalhando dentro do recinto ficou estipulado em 14, sendo 4
operadores de empilhadeiras, 6 estoquistas e 4 outros trabalhadores diversos em atividade de
nível moderado. Os equipamentos utilizados no interior do armazém são 4 empilhadeiras. Na
Figura 6.4 é possível ver o bloco do armazém.
Figura 6.4 – Bloco do Armazém. Adaptado de SOUZA [1].
6.1.5 – Salas de Descanso
As salas de descanso compreendem tanto a salas dos caminhoneiros, a antecâmara e a
sala de controle. Foi considerada a presença de 6 pessoas nessa região, sendo 4 caminhoneiros
em repouso e 2 trabalhando na sala de controle. Além disso foi considerado o uso de 12
equipamentos, sendo 2 computadores, 2 monitores, 2 impressoras, 2 cafeteiras de escritório, 1
92
bebedouro refrigerado, 1 refrigerador pequeno e dois fornos micro-ondas. O bloco das salas de
descanso pode ser visto na Figura 6.5.
Figura 6.5 – Bloco Salas de Descanso. Adaptado de SOUZA [1].
6.1.6 – Salas de Conforto
As salas de conforto são uma variedade grande de ambientes como mostra a Figura 6.6.
Para o cálculo das cargas térmicas dessa seção, foi considerada a presença de 32 pessoas
atuando nos seus mais variados recintos. Sendo eles: 3 pessoas trabalhando na logística, 2 no
depósito, 8 pessoas utilizando a sala de reunião (em alguns períodos), 10 pessoas trabalhando
nos laboratórios, 2 pessoas em pesquisa de artigos, 2 em apoio, 2 auxiliares de serviços gerais
e 3 recepcionistas. Além disso foram utilizados diversos equipamentos, como apresentado na
Tabela 6.3.
Tabela 6.3 – Equipamentos Utilizados no Bloco Salas de Conforto.
Equipamentos Quantidade Equipamentos Quantidade
Computador 9 Centrífuga 3
Monitor 9 Microscópio 3
Impressora 7 Incubadora 3
Cafeteira 2 Osciloscópio 3
Autoclave 3 Ciclo Térmico 3
Bomba 2 Balança 3
Compressor 3
Batedeira
Orbital 3
Espectômetro 3
Biocultura 1
93
Figura 6.6 – Bloco Salas de Conforto. Adaptado de SOUZA [1].
6.1.7 – Carga Térmica Global
Finalmente após a separação em blocos menores para facilitar o cálculo e a visualização
das características de cada ambiente é calculado a carga térmica global dos dois blocos, tanto
para conforto como para armazenamento. Onde a carga térmica para conforto é apresentada
conforme a Tabela 6.4 e graficamente apresentada sua evolução ao longo de um ano na Figura
6.7.
94
Tabela 6.4 – Carga Térmica de Conforto Total em kW.
Cond Janelas Pessoas Infil Vent Equip Ilum Somatório
[kW]
Janeiro 54,89 7,33 40,96 160,90 73,00 112,16 46,11 495,35
Fevereiro 55,30 8,35 40,96 163,13 74,02 112,16 46,11 500,04
Março 52,01 8,72 40,96 150,05 67,86 112,16 46,11 477,86
Abril 46,05 8,48 40,96 116,64 52,45 112,16 46,11 422,86
Maio 39,18 7,98 40,96 89,57 39,89 112,16 46,11 375,84
Junho 33,29 7,87 40,96 64,43 28,30 112,16 46,11 333,12
Julho 32,31 7,98 40,96 54,23 23,81 112,16 46,11 317,55
Agosto 34,76 8,48 40,96 62,70 27,79 112,16 46,11 332,97
Setembro 34,27 8,72 40,96 67,92 29,93 112,16 46,11 340,06
Outubro 37,21 8,35 40,96 82,18 36,44 112,16 46,11 363,42
Novembro 44,08 7,33 40,96 104,78 47,11 112,16 46,11 402,54
Dezembro 49,97 8,52 40,96 133,00 60,01 112,16 46,11 450,74
Figura 6.7 – Progressão da Carga Térmica Total de Conforto ao Longo de um Ano.
A carga térmica total de armazenamento é apresentada pela Tabela 6.5 e sua progressão
ao longo de um ano é apresentada pela Figura 6.8.
0,00
100,00
200,00
300,00
400,00
500,00
600,00
Cargas Térmicas Conforto [kW]
95
Tabela 6.5 – Cargas Térmicas de Armazenamento Total em kW.
Cond Janela Pessoas Infil Venti Equip Ilum Prod
Somatório
[kW]
Janeiro 5,10 1,11 5,95 126,82 17,18 10,10 13,26 71,90 251,42
Fevereiro 5,11 1,46 5,95 127,70 17,30 10,10 13,26 71,90 252,78
Março 5,06 1,79 5,95 122,59 16,59 10,10 13,26 71,90 247,24
Abril 4,97 1,99 5,95 109,41 14,78 10,10 13,26 71,90 232,36
Maio 4,88 2,00 5,95 98,75 13,31 10,10 13,26 71,90 220,16
Junho 4,81 1,99 5,95 88,83 11,95 10,10 13,26 71,90 208,80
Julho 4,80 2,00 5,95 84,71 11,38 10,10 13,26 71,90 204,11
Agosto 4,83 1,99 5,95 88,03 11,84 10,10 13,26 71,90 207,90
Setembro 4,82 1,79 5,95 90,20 12,14 10,10 13,26 71,90 210,15
Outubro 4,86 1,46 5,95 95,85 12,92 10,10 13,26 71,90 216,30
Novembro 4,94 1,11 5,95 104,67 14,13 10,10 13,26 71,90 226,07
Dezembro 5,02 1,32 5,95 115,86 15,67 10,10 13,26 71,90 239,07
Figura 6.8 – Progressão da Carga Térmica Total de Armazenamento ao Longo de um Ano.
6.2 – Condições do Ar de Insuflamento
Para o cálculo das condições do ar de insuflamento, foram considerados dois pontos de
cargas térmica, um de inverno e outro de verão. Para o cálculo das condições do verão o mês
0,00
50,00
100,00
150,00
200,00
250,00
300,00
Cargas Térmicas Armazenamento [kW]
96
escolhido foi fevereiro, por apresentar maior carga térmica. E para o cálculo das condições de
inverno o mês escolhido foi julho, por apresentar a menor carga térmica dentre todas calculadas.
As cargas térmicas, sendo separadas em latentes e sensíveis, pode ser vista na Tabela
6.6, para quatro condições: armazenamento no verão, armazenamento no inverno, conforto no
verão e conforto no inverno.
Tabela 6.6 – Discretização das Cargas Térmicas.
Cargas Térmicas [W]
Verão Inverno
Armazenamento Latente 116627 69163
Sensível 136151 134944
Conforto Latente 239938 94270
Sensível 260102 223280
Utilizando a metodologia proposta nesse trabalho, utilizou-se o fator UR de 90% para o
ar de insuflamento para as quatro condições. Os índices SHR foram calculados e podem vistos
na Tabela 6.7. Posteriormente, foi utilizada a carta psicrométrica para determinação da condição
de insuflamento do ar, conforme a metodologia apresentada no Cap.5. A Tabela 6.8 apresenta
as temperaturas do ar de insuflamento.
Tabela 6.7 – SHR calculados.
SHR
Verão Inverno
Armazenamento
0,534 0,661
Conforto
0,520 0,703
97
Tabela 6.8 – Temperaturas de Ar de Insuflamento.
6.3 – Avaliação dos Ciclos Propostos
6.3.1 – Ciclo Proposto 1
Para avaliação do primeiro ciclo proposto, na Figura (4.5), foram necessárias realizar
algumas suposições para o funcionamento. Supôs-se que a razão entre o fluxo mássico de
refrigerante no ponto 8 e no ponto 1 era de 0.4 para cálculo das propriedades do ponto 1, uma
mistura adiabática do fluxo de 6 om 8. Adicionalmente a temperatura máxima atingida pelo
ciclo seria de 298,15K para manter o ciclo de CO2 na região subcrítica. Isso resultou em uma
temperatura de 290K no trocador de cascata para o R744. Para determinação das temperaturas
da amônia, determinou-se um ΔT de 10K tanto no trocador cascata quanto para o evaporador,
resultando em uma temperatura no trocador cascata de 280K e no condensador de 313K para o
verão e 308K para o inverno.
Os estados termodinâmicos para o ciclo 1 com funcionamento no verão podem ser vistos
na Tabela 6.7. Foram calculadas então as vazões mássicas de CO2 e NH3, bem como as
potências requeridas nos compressores, apresentadas na Tabela 6.8. O ciclo apresentou um
COP de 5,05 para as condições específicas, sem considerar nenhum tipo de perda de carga.
Para as condições de inverno, os estados termodinâmicos podem ser vistos na Tabela 6.11.
Apresentando um COP de 4,83. E as vazões mássicas e potência de compressores podem ser
vistas na Tabela 6.12.
Temperaturas do Ar de Insuflamento [oC]
Verão Inverno
Armazenamento
5 8
Conforto
11 16,5
98
Tabela 6.9 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 1 para Verão.
Ciclo de Dióxido de Carbono
Ponto P[kPa] T[K] h[kJ/kg] s[J/kgK] x
1 3954,2 276,00 425,34 1807,00 -
2 5322,3 298,00 435,18 1807,00 -
3 5322,3 290,00 245,74 1154,31 0,000
4 4597,8 284,00 245,74 1156,00 0,092
5 4597,8 284,00 421,95 1778,95 1,000
6 3954,2 275,00 421,95 1013,44 -
7 3954,2 278,00 245,74 1163,00 0,156
8 3954,2 278,00 427,60 1817,23 1,000
Ciclo de Amônia
Ponto P[kPa] T[K] h[kJ/kg] s[J/kgK] x
1 553,8 280,15 1612,49 6003,26 1,000
2 1555,4 354,48 1758,36 6003,26 -
3 1555,4 313,15 533,79 5153,16 0,000
4 553,8 313,15 533,79 2190,00 0,243
Tabela 6.10 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 1 para Verão.
Amônia
Dióxido de Carbono
Ponto 8 Ponto 6 Total
Vazão Mássica
[kg/s] 0,74 1,39 2,84 4,23
Potência
Compressor
[kW] 107,42 41,57
99
Tabela 6.11 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 1 para Inverno.
Ciclo de Dióxido de Carbono
Ponto P[kPa] T[K] h[kJ/kg] s[J/kgK] x
1 4283,1 276 420,67 1807,00 -
2 5322,3 298 435,18 1807,00 -
3 5322,3 290 245,74 1153,31 0,000
4 5273,5 289,65 245,74 1154,00 0,003
5 5273,5 289,65 414,33 1737,02 1,00
6 4283,1 275 414,33 1010,76 -
7 4283,1 281,15 245,74 1169,00 0,136
8 4283,1 281,15 424,89 1797,74 1,000
Ciclo de Amônia
Ponto P[kPa] T[K] h[kJ/kg] s[J/kgK] x
1 550,9 280,00 1612,35 6005,14 1,000
2 1350,8 343,53 1737,09 6005,14 -
3 1350,8 308,15 509,23 1554,70 0,000
4 550,9 308,15 509,23 2101,00 0,223
Tabela 6.12 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 1 para Inverno.
Amônia
Dióxido de Carbono
Ponto 8 Ponto 6 Total
Vazão Mássica
[kg/s] 0,52 1,14 1,88 3,02
Potência
Compressor
[W] 63,95 43,87
100
6.3.2 – Ciclo Proposto 2
Para o funcionamento do segundo ciclo proposto, foram feitas duas suposições para
realização dos cálculos. Estipulou-se que a temperatura máxima atingida no ponto 6 seria de
298,15K, para manter o regime de funcionamento dentro do estado subcrítico, resultando em
uma temperatura de 292,98K no trocador cascata para o CO2. Além disso, também foi
determinada um diferencial de temperatura ΔT de 10K tanto no trocador cascata quanto para o
evaporador, para o NH3 resultando em uma temperatura no trocador cascata de 280K e no
condensador de 313K para o verão e 308K para o inverno.
Os estados termodinâmicos para o ciclo 2 com funcionamento no verão podem ser vistos na
Tabela 6.13. Foram calculadas então as vazões mássicas de CO2 e NH3, bem como as potências
requeridas nos compressores, apresentadas na Tabela 6.14. O ciclo apresentou um COP de 5,35
para as condições específicas, sem considerar nenhum tipo de perda de carga.
Para as condições de inverno, os estados termodinâmicos podem ser vistos na Tabela 6.15.
Apresentando um COP de 7.41. E as vazões mássicas e potência de compressores podem ser
vistas na Tabela 6.16.
101
Tabela 6.13 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 2 para Verão.
Ciclo de Dióxido de Carbono
Ponto P[kPa] T[K] h[kJ/kg] s[J/kgK] x
1 3954,2 278,00 427,60 1817,23 1,000
2 4597,8 288,00 432,85 1817,23 -
3 4597,8 284,00 421,95 1778,95 1,000
4 4597,8 284,00 421,95 1778,95 1,000
5 5587,1 298,00 428,53 1778,95 -
6 5587,1 292,08 252,30 1174,97 0,000
7 4597,8 284,00 252,30 1180,00 0,124
8 4597,8 284,00 421,95 1778,95 1,000
9 4597,8 284,00 252,30 1180,00 0,124
10 4597,8 284,00 228,07 1095,41 0,000
11 3954,2 278,00 228,07 1101,00 0,075
Ciclo de Amônia
Ponto P[kPa] T[K] h[kJ/kg] s[J/kgK] x
1 553,8 280,15 1612,49 6003,26 1,000
2 1555,4 408,88 1758,36 6003,26 -
3 1555,4 313,15 533,79 1630,34 0,000
4 553,8 280,15 533,79 2191,00 0,244
Tabela 6.14 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 2 para Verão.
Amônia
Dióxido de Carbono
Ponto 2 Ponto 8 Total
Vazão Mássica
[kg/s] 0,73 1,27 2,95 4,21
Potência
Compressor
[kW] 106,45 6,65 27,73
102
Tabela 6.15 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 2 para Inverno.
Ciclo de Dióxido de Carbono
Ponto P[kPa] T[K] h[kJ/kg] s[J/kgK] x
1 4283,1 281,15 424,89 1797,74 1,000
2 5273,5 296,62 432,85 1797,74 -
3 5273,5 289,65 414,33 1737,02 1,000
4 5273,5 289,65 414,33 1737,02 1,000
5 5933,7 298,00 418,04 1737,02 -
6 5933,7 294,65 261,12 1203,49 0,000
7 5273,5 289,65 261,12 1209,00 0,100
8 5273,5 289,65 414,33 1737,02 1,000
9 5273,5 289,65 261,12 1209,00 0,100
10 5273,5 289,65 244,54 1150,03 0,000
11 4283,1 281,15 244,54 1155,00 0,120
Ciclo de Amônia
Ponto P[kPa] T[K] h[kJ/kg] s[J/kgK] x
1 647,6 284,65 1616,60 5947,95 1,000
2 1350,8 390,83 1717,64 5947,95 -
3 1350,8 308,15 509,23 1554,70 0,000
4 647,6 308,15 509,23 2092,00 0,212
Tabela 6.16 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 2 para Inverno.
Amônia
Dióxido de Carbono
Ponto 2 Ponto 8 Total
Vazão Mássica
[kg/s] 0,49 1,13 2,07 3,20
Potência
Compressor
[kW] 49,51 9,01 11,90
103
6.3.3 – Avaliação Energética
A precificação de energia é baseada nos dados fornecidos pela ANEEL [57], com preço
da energia variando entre 2010 e 2020. Os dados obtidos são discretizado em cinco categorias
distintas que compõe o preço da energia. A coluna de preço total foi adicionada neste trabalho
para cálculo do custo de energia. Os dados são apresentados na Tabela 6.17.
Tabela 6.17 – Progressão do Preço da Energia. Adaptado de ANEEL [57].
Progressão do Preço da Energia [R$/MWh]
Ano Energia Perdas Transmissão Distribuição Encargos Total
2010 191,94 47,71 46,61 213,05 81,59 580,9
2011 182,95 44,51 43,55 202,04 82,06 555,11
2012 205,36 48,09 41,8 192,23 60,38 547,86
2013 197,49 43,62 14,77 154,56 26,52 436,96
2014 240,25 53,93 19,28 151,5 23,52 488,48
2015 258,89 56,95 21,4 152,3 108,99 598,53
2016 206,71 48,35 17,52 150,63 110,91 534,12
2017 224,69 53,08 45,19 155,27 79,05 557,28
2018 258,3 60,12 43,32 164,17 77,09 603
2019 251,15 59 39,12 162,84 62,18 574,29
2020 251,09 59 39,12 162,85 62,18 574,24
Os ciclos funcionam em média 20 horas por dia, a Tabela 6.18 apresenta os consumos
energéticos dos dois ciclos ao longo de 30 dias de operação, avaliando os meses de fevereiro
(verão) e de julho (inverno).
104
Tabela 6.18 – Consumos Energéticos dos Ciclos.
Consumo Energético
Mensal [MWh]
Verão Inverno
Ciclo 1 893,98 646,89
Ciclo 2 844,94 422,49
Devido ao consumo de energia do ciclo 2 ser o menor somente ele será calculado. Nas
Figuras 6.9 e 6.10 é possível ver o custo gasto com energia elétrica, para verão e inverno,
respectivamente. E utiliza os dados de consumo energético na Tabela 6.18. O custo ao longo
dos anos respeita a progressão do preço da energia. Para o inverno o consumo e gasto com
energia é a metade do gasto no verão.
Figura 6.9 – Custo Máximo da Energia no Verão.
105
Figura 6.10 – Custo Máximo da Energia no Inverno.
6.4 – Seleção do Ciclo de Refrigeração
O ciclo selecionado para atender as demandas de frio do hortifrúti fazenda será o ciclo 2, em
virtude de sua maior eficiência, com COP maior tanto no inverno quanto no verão e de seu
menor consumo nos compressores, acarretando um menor custo de operação.
Os ciclos 1 e 2 foram avaliados de maneiras similares, com temperaturas externas e de
evaporação iguais, bem como foi analisada a mesma quantidade de carga térmica retiradas pelos
evaporadores. Como diferenças, no entanto, é possível apontar a presença de um tanque de flash
e de um novo estágio de compressão no ciclo de dióxido de carbono.
Segundo THRELKELD [22] a utilização múltiplos estágios de compressão possibilita a
obtenção de diferenças de pressão muito altas, diminuindo o gasto de eletricidade nos
compressores. É possível constatar essa afirmação avaliando as Tabelas 6.10, etc onde tanto
para verão quanto para o inverno as potências de compressão no ciclo de R744 são mais
elevadas para o ciclo 1, que possui apenas um compressor.
Adicionalmente, o tanque de flash é um trocador de calor intermediário que utiliza o fenômeno
da evaporação flash. E aproveita os gases superaquecidos de um fluxo mássico para trocar calor
com uma vazão de menor qualidade térmica. Isso tem a finalidade de diminuir a quantidade a
106
potência necessária para a compressão, diminuindo o consumo energético e o custo com
energia. E consequentemente aumentar o rendimento total do ciclo.
Finalmente apesenta-se a Tabela 6.19 que apresenta os parâmetros mais relevantes calculados
para o ciclo 2, para as condições propostas para o inverno e o verão.
Tabela 6.19 – Parâmetros Relevantes do Ciclo 2.
Parâmetros do Ciclo 2 para Inverno e Verão
Grandezas Verão Inverno
Temperatura Evaporador de Baixa Pressão [oC] 5 8
Temperatura Evaporador de Alta Pressão [oC] 11 16,5
Vazão Total de Co2 [kg/s] 4,21 3,2
Vazão Total de NH3 [kg/s] 0,73 0,49
Potência Total de Compressão CO2 [kW] 34,37 20,9
Potência Total de Compressão NH3 [kW] 106,45 49,5
Temperatura Máxima CO2 [oC] 25 25
Grandezas Verão Inverno
Temperatura Máxima NH3 [oC] 135,6 117,4
Pressão Máxima CO2 [kPa] 5587 5273
Pressão Máxima NH3 [kPa] 1555 1350
6.5 – Dimensionamento de Câmaras Frigoríficas para Cozinha
O dimensionamento das câmaras frigoríficas será feito a partir do uso do software SR2015 [55].
São dimensionadas duas câmaras frigoríficas, uma para armazenamento de hortaliças e outra
para congelamento de carnes bovinas. São selecionadas duas câmaras frigoríficas de catálogo
com dimensões e capacidades iguais ou similares na Subseção 6.5.1.
Para a primeira câmara considerou-se 100kg de batata, 1 pessoa trabalhando no interior,
isolamento em poliuretano, uma área de 5 m2 e uma altura de 3 m. Além disso, a temperatura
107
do ambiente foi considerada em 4,5 oC e a temperatura de entrada dos produtos em 20 oC. Na
Figura 6.11 é possível ver os parâmetros de dimensionamento da câmara e a carga térmica em
BTU/h.
Figura 6.11 – Parâmetros de Dimensionamento da Câmara de Hortaliças.
Para a primeira câmara foram considerados 100kg de carne bovina, 1 pessoa trabalhando no
interior, isolamento em poliuretano, uma área de 5 m2 e uma altura de 3 m. Além disso, a
temperatura do ambiente foi considerada em -18 oC e a temperatura de entrada dos produtos em
-5 oC. Na Figura 6.12 é possível os parâmetros de dimensionamento da câmara e a carga térmica
em BTU/h.
108
Figura 6.12 – Parâmetros de Dimensionamento da Câmara de Congelados.
6.5.1 – Seleção das Câmaras Frigoríficas
Para atender a demanda de frio da câmara de hortaliças, foi selecionada a câmara
frigorífica da marca Gallant, modelo: Gallant 3R-DSP 2x3 Painéis Resfriado Standard sem Piso
Pain com condensador Danfoss 220V Mono. Pelas dimensões serem similares e a capacidade
de refrigeração dessa câmara ser de 9130 BTU/h o que embora seja menor que o calculado
consegue atender ao propósito, dado ao fator de segurança de 10% aplicado pelo programa da
Heatcraft.
Já para a segunda câmara selecionada para as carnes foi dimensionada a câmara
frigorífica da marca Gallant, modelo: Gallant 3C-ECP 2x3 Painéis Congelado Standard com
Piso Pain com condensador Elgin 220V Mono. As dimensões apresentadas são similares e a
capacidade de refrigeração é de 9130 BTU/h que também embora menor consegue atender ao
propósito, dado ao fator de segurança de 10% aplicado pelo programa da Heatcraft.
109
7 – CONCLUSÃO DO TRABALHO
7.1 – Veredito de Escolha e Resumo do Projeto
A análise de ciclos de refrigeração com fluídos refrigerantes naturais é de suma
importância para o desenvolvimento sustentável e redução do impacto no meio ambiente. Esse
trabalho se propôs a apresentar uma metodologia de cálculo para cargas térmicas, a proposição
de dois ciclos distintos aptos a atender as demandas de frio, dimensioná-los e compará-los para
encontrar a melhor alternativa.
Foram calculadas as cargas térmicas para a atender a demanda de frio ao longo de um
ano, utilizando dados de temperatura e umidade do INMET [48]. Foram determinados os
estados de máximo e mínimo consumo, no verão e no inverno.
Com isso calculou-se as condições do ar de insuflamento para atender as necessidades
de armazenamento e conforto, resultando em 4 condições distintas. Além disso foram propostos
dois ciclos de compressão mecânica de vapor para retirar a carga térmica dos locais. Os ciclos
propostos apresentaram particularidades distintas, mas ambos ciclos cascata NH3-CO2, onde o
ciclo de CO2 atuava em regime subcrítico.
As condições de operação dos ciclos foram calculadas, bem como parâmetros como:
vazão mássica de refrigerantes, potência de compressão e COP para cada configuração
proposta. Adicionalmente foram calculados os consumos energéticos para verão e inverno dos
ciclos e calculada a progressão de custo de energia elétrica para o ciclo 2.
O trabalho então chega a sua conclusão com o veredito de escolha para o ciclo 2,
apresentado na Figura (4.6). Por conta de sua maior eficiência energética, necessitar menor
potência de compressão e de seu custo inferior de operação por consumir menos energia
elétrica, conforme discutido na Subseção 6.4.
O ciclo 2 apresenta dois valores de COP distintos, sendo o maior obtido em julho
(inverno), com o valor de 7.41. E o menor, em fevereiro (verão), com valor de 5.35. Esses altos
valores se devem a alta eficiência consideradas para os equipamentos e não serem consideradas
perdas de pressão ou aquecimento nas linhas ao longo do processo. Para um processo não ideal
tais valores seriam inferiores aos calculados.
110
7.2 – Trabalhos Futuros
Como trabalhos futuros, propõe-se um estudo energético da construção inteira
utilizando softwares que usam o método de cálculo de carga térmica Método de Balanço de
Calor, do inglês Heat Balance Method, proposto pela ASHRAE [4]. Um software indicado é o
Energy Plus, que permite uma análise ao longo de todos os dias do ano, apontando os dias que
mais necessitam de carga térmica, proporcionando uma análise refinada e auxiliando no
processo de dimensionamento e escolha de equipamentos, evitando o superdimensionamento e
gastos excessivos.
A implementação de ciclos que utilizem fontes renováveis também é interessante em
virtude das vantagens econômicas que proporcionam a longo prazo e do menor impacto ao meio
ambiente que produzem. Além disso, uma análise de eficiência energética mais refinada é
desejável.
A seleção de equipamentos adequados para o ciclo é um ponto interessante que pode ser
feito, além da proposição de novas configurações para o ciclo proposto, como a utilização de
trocadores intermediários à água e configurar a quantidade de perda de carga nos ciclos e
aquecimento nas linhas para o cálculo de COP mais próximo da realidade.
Como trabalhos futuros, se faz necessário o dimensionamento do sistemas de dutos de
distribuição de ar, tanto para conforto, quanto para manutenção da qualidade dos alimentos. Os
dutos de ar são uma parte importante da análise na construção de um projeto de ar condicionado
central, além de adicionarem parcelas de carga térmica acrescentam uma boa quantidade de
energia consumida devido aos ventiladores e custam, segundo CREDER [35],
aproximadamente 25% do custo de aquisição de materiais. Além de serem agentes importantes
na troca de ar e na manutenção da qualidade do ar.
Outros trabalhos futuros envolvem o dimensionamento das linhas de refrigerantes,
viabilizando a obtenção do custo com refrigerante. Além disso, deve-se avaliar o custo com os
funcionários que irão operar o sistema de ar e a criação de um projeto de Planejamento
Manutenção Operação e Controle (PMOC), para boa operação do ciclo e aumento da sua
expectativa de vida.
111
8 – REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
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[26] STOECKER, Wilbert F; JABARDO, José M Saiz. Refrigeração Industrial. 2.Ed Editora
Edgard Blucher LTDA. São Paulo, Brasil, 2002
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27/02/2020.
116
ANEXOS
ANEXO A – Planta Baixa do Térreo do Hortifrúti Fazenda
117
ANEXO B – Carta Psicrométrica