Projeto do sistema de ar condicionado do

UNIVERSIDADE FEDERAL DE GOIÁS

ESCOLA DE ENGENHARIA ELÉTRICA, MECÂNICA E DE COMPUTAÇÃO

LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA

PROJETO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO PARA O RESTAURANTE

UNIVERSITÁRIO DO CAMPUS I DA UFG

GOIÂNIA-GO

2014




Trabalho de conclusão de curso

apresentado como parte dos requisitos

para a obtenção do título de engenheiro

mecânico do Curso de Engenharia

Mecânica da Universidade Federal de

Goiás.

Orientador: Dr. Leonardo de Queiroz

Moreira

GOIÂNIA-GO

2014

Silva, Luís Fernando Ferreira. Projeto de um sistema de ar condicionado para o Restaurante Universitário do Campus I da UFG / Luís Fernando Ferreira Silva. -- Goiânia: 2014. 107p. Orientador: Leonardo de Queiroz Moreira. Projeto Final de Curso (Graduação) – Universidade Federal de Goiás. EMC, Goiânia, 2014. 1. Climatização. 2. Carga térmica. 3. Projeto. I. Universidade Federal de Goiás. EMC. II. Título




Trabalho de conclusão de curso apresentado como parte dos requisitos para a

obtenção do título de engenheiro mecânico, do Curso de Engenharia Mecânica da

Universidade Federal de Goiás.

Área de concentração: Termodinâmica

Orientador: Dr. Leonardo de Queiroz Moreira

Projeto Final de Curso defendido e aprovado em ____ de __________ de 2014.

Banca examinadora:

__________________________________________________ Prof. Dr. Leonardo de Queiroz Moreira

Orientador

__________________________________________________ Prof. Dr. Felipe Pamplona Mariano

Primeiro Membro

__________________________________________________ Prof. Dr. Demóstenes Ferreira Filho

Segundo Membro

"A grande coisa nesse mundo não é onde

permanecemos, mas em qual direção

estamos nos movendo: (para chegar à

porta dos céus) devemos navegar

algumas vezes com o vento a favor e

outras vezes contra ele - mas devemos

navegar, e não ficar à deriva, nem jogar

âncora."

Oliver Wendell Holmes

AGRADECIMENTOS

Agradeço primeiramente à Deus, por tornar possível essa caminhada e me dar

forças para vencê-la. Se consegui algo na minha jornada, foi porque Ele me

sustentou, me capacitou e me deu fôlego para chegar onde cheguei.

Gostaria de agradecer também a todas aquelas pessoas que contribuíram de

alguma forma para que este trabalho fosse realizado. Em especial, gostaria de

agradecer à contribuição fundamental da Jéssika Corrêa de Morais na tarefa de

entrar em contato com o a equipe do centro de Gestão do Espaço Físico (CEGEF)

da UFG para conseguir as plantas de arquitetura necessárias para as análises do

trabalho. Também quero agradecê-la por todo suporte que me deu até o ponto em

que me acompanhou nesta jornada.

Quero agradecer aos meus colegas e amigos de faculdade Raphael Jonas

França e Hanniery Marques Fernandes por me fazerem companhia em momentos

delicados nas últimas semanas de desenvolvimento do trabalho. Ao sempre

companheiro Willis Alcântara Manzan Junior e as amigas Marcella Carvalho

Agostinho e Paula Borges, por se mostrarem solícitos no apoio da composição do

texto e no saneamento de dúvidas.

Aos professores e técnicos administrativos do curso de Engenharia Mecânica da

UFG, em especial ao professor Leonardo de Queiroz Moreira, por sua orientação, e

aos professores Felipe Pamplona Mariano e Kleber Mendes de Figueiredo, por sua

prestatividade.

Ao engenheiro mecânico Fernando Celso Fittipaldi Bombonato, pelos

esclarecimentos, conselhos, sugestões, explanações e sua solicitude em me ajudar

no desenvolvimento do projeto.

Por fim, quero agradecer aos meus familiares por suas orações, pela

preocupação, dedicação e pelo apoio prestado naquilo que estava ao seu alcance.

RESUMO

Este trabalho tem como propósito o estudo e projeto de um sistema de ar

condicionado para o Restaurante Universitário do Campus I da UFG. Para isso, fez-

se uma pesquisa prévia com os usuários do espaço para conhecer a necessidade

que os mesmos viam na concepção de tal projeto. Após um estudo preliminar das

plantas arquitetônicas disponíveis, realizou-se o levantamento de carga térmica do

refeitório pelo método CLTD/SCL/CLF. De posse da carga térmica e da vazão

estimadas, estudou-se as opções de sistemas para instalação e fez-se uma pré-

seleção de equipamentos. Para definição do equipamento a ser instalado, avaliou-se

a eficiência energética das alternativas com base nos valores de EER. Selecionado

o equipamento de climatização, definiu-se a localização dos mesmos, determinou-se

o traçado da rede de dutos e suas dimensões, definiram-se as bocas de

insuflamento, grelhas de retorno e venezianas de tomada de ar externo. Nos

apêndices, disponibilizaram-se as planilhas de cálculo da carga térmica e os

desenhos mostrando a disposição dos equipamentos na planta.

Palavras-chave: Climatização. Ar condicionado. Conforto. Projeto. Carga térmica.

Método CLTD/SCL/CLF.

ABSTRACT

This paper has, as purpose, the study and design of an air conditioning system for

the UFG Campus I University Restaurant. For this, there was a prior interview with

the users of the space to meet the need that they saw in the design of such a project.

After a preliminary study of the available architectural plans, was performed a survey

of the thermal load by the CLTD/SCL/CLF method. With the thermal load estimated

and the air flow in hands, there was a study of the options for installation of systems

and was made a pre-selection of equipment. For definition of the equipment to be

installed, was evaluated the energy efficiency of the alternatives based on the values

of EER. With the HVAC equipment selected, there was the definition of the location

of them, there was the definition of the route of the pipeline and its dimensions. After

that, there was a selection of the air diffusors, return grilles and shutters for outside

air catch. In the appendices, was provided the spreadsheets of the thermal load and

drawings showing the layout of the equipment in the plant.

Keywords: Climate control. Air conditioning. Comfort. Design. Thermal load.

CLTD/SCL/CLF method.

SUMÁRIO

1 INTRODUÇÃO .......................................................................................... 15

1.1 JUSTIFICATIVA .................................................................................. 15

1.2 OBJETIVOS ........................................................................................ 19

2 EVOLUÇÃO HISTÓRICA E FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO

.....................................................................................................................20

2.1 HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO E AR CONDICIONADO ............... 20

2.2 FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO .................................... 30

2.2.1 Ciclo simples de compressão de vapor ........................................ 30

2.2.2 Como funciona um ar condicionado ............................................. 32

3 DEFINIÇÕES E CONCEITOS FUNDAMENTAIS ...................................... 34

3.1 PSICROMETRIA ................................................................................. 34

3.1.1 Temperatura de bulbo seco .......................................................... 34

3.1.2 Temperatura de bulbo úmido ........................................................ 35

3.1.3 Linha de saturação e temperatura de ponto de orvalho ............... 35

3.1.4 Umidade relativa ........................................................................... 36

3.1.5 Umidade absoluta ......................................................................... 36

3.1.6 Entalpia ......................................................................................... 37

3.1.7 Volume específico ........................................................................ 38

3.1.8 A carta psicrométrica .................................................................... 38

3.2 CARGA TÉRMICA............................................................................... 39

3.2.1 Carga térmica de aquecimento ..................................................... 40

3.2.2 Carga térmica de resfriamento ..................................................... 41

3.3 CONFORTO TÉRMICO ...................................................................... 41

3.4 TIPOS DE CONDICIONADORES DE AR ............................................ 42

3.5 ÍNDICE DE EFICÊNCIA ENERGÉTICA (EER) .................................... 44

3.6 CLASSIFICAÇÃO DAS APLICAÇÕES DE AR CONDICIONADO ....... 45

4 CÁLCULO DA CARGA TÉRMICA ............................................................ 47

4.1 METODOLOGIA ................................................................................. 47

4.2 CONDIÇÕES DE PROJETO ............................................................... 48

4.3 CARGAS EXTERNAS ......................................................................... 49

4.3.1 Carga externa devido à insolação em superfícies opacas ............ 50

4.3.2 Carga externa devido à insolação através de superfícies transparentes

........................................................................................................53

4.3.3 Cargas externas devido a partições .............................................. 54

4.4 CARGAS INTERNAS ........................................................................... 55

4.4.1 Pessoas ........................................................................................ 55

4.4.2 Iluminação ..................................................................................... 56

4.4.3 Diversas ........................................................................................ 57

4.5 CARGAS DE VENTILAÇÃO E INFILTRAÇÃO ..................................... 58

4.6 CARGA TOTAL DE RESFRIAMENTO ................................................. 59

5 ALTERNATIVAS DE PROJETO................................................................ 61

5.1 SISTEMA SELF-CONTAINED ............................................................. 62

5.2 SISTEMA SPLIT .................................................................................. 65

5.3 ÁGUA GELADA ................................................................................... 66

5.4 COMPARAÇÃO E SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO ............................. 68

6 CAPTAÇÂO E DISTRIBUIÇÃO DE AR ..................................................... 72

6.1 DIMENSIONAMENTO DA REDE DE DUTOS...................................... 72

6.2 BOCAS DE INSUFLAMENTO .............................................................. 75

6.3 CAPTAÇÃO DE AR ............................................................................. 76

6.3.1 Tomada de ar externo ................................................................... 76

6.3.2 Retorno de ar ................................................................................ 77

6.4 FLUXOGRAMA DE AR ........................................................................ 77

7 CONSIDERAÇÕES FINAIS ....................................................................... 79

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ................................................................ 81

APÊNDICE A — Formulário ........................................................................... 87

APÊNDICE B — Planilhas de cálculo de carga térmica ............................... 88

APÊNDICE C — Desenhos ........................................................................... 103

15

1 INTRODUÇÃO

A Universidade Federal de Goiás (UFG) conta com duas unidades do

Restaurante Universitário (RU) em Goiânia, uma situada no Campus Colemar Natal

e Silva (Campus I) e outra no Campus Samambaia (Campus II), onde também existe

uma unidade do Restaurante Executivo (RE). Os restaurantes da UFG são

vinculados à Pró-Reitoria de Assuntos da Comunidade Universitária (PROCOM),

sendo administrados pela Real Food Alimentação.

Por dia, são servidas mais de 1400 refeições nas duas unidades do RU, entre

almoço e jantar. Atualmente, o valor cobrado por refeição é de R$ 3,00, para

membros da comunidade universitária da UFG, e R$ 7,09, para aqueles sem vínculo

com a universidade. As refeições para integrantes da comunidade universitária são

subsidiadas com recursos da UFG.

No ano de 2011, a unidade do Campus II passou uma ampla e profunda reforma

visando ampliar e melhorar o conforto e o atendimento dos usuários. Nessa reforma,

um dos pontos atendidos para melhorar o conforto dos usuários foi a implantação de

um sistema de climatização.

1.1 JUSTIFICATIVA

O RU do Campus I funciona em um prédio inaugurado em 13 de abril de 1966, na

gestão do reitor Flávio Lacerda (conforme placa no local). Sob a gestão da reitora

Milca Severino Pereira, o prédio passou por uma reforma no ano de 2001 (também

conforme placa no local), mas não possui nenhum tipo de sistema para proporcionar

conforto térmico aos usuários.

O refeitório fica localizado em uma área da cidade mais urbanizada e cercada por

outras edificações (Fig. 1). Essa urbanização favorece a formação de ilhas de calor

na região (devido ao asfalto, concreto, telhados, pouca vegetação, etc.), tornando o

RU do Campus I um ambiente termicamente desconfortável, especialmente nos

meses de verão.

A sensação térmica (percepção da aparente temperatura do ar) mais elevada,

aliada a um ambiente por vezes abafado, é uma reclamação recorrente entre os

frequentadores do restaurante, que acreditam que temperaturas mais amenas e uma

16

ventilação adequada resultariam em uma experiência muito mais agradável no

refeitório do RU.

Tendo em vista esta conjuntura, foi realizada uma pesquisa com os usuários do

Restaurante Universitário do Campus I para analisar o que os mesmos pensam e

tem a dizer sobre a implantação de um sistema de ar condicionado no refeitório.

Para tal foi elaborado um formulário com cinco questões relativas à frequência dos

entrevistados no restaurante e à avaliação da ideia e da necessidade de

implantação do sistema. Um modelo do formulário empregado é apresentado no

Apêndice A.

Figura 1 — Localização do Restaurante Universitário no Campus I

FONTE: Google Maps (adaptado)

Foram entrevistas 273 pessoas entre os dias 17 e 23 de maio de 2014. Optou-se

por fazer a pesquisa por meio de um formulário criado com o uso das ferramentas

do Google Drive a fim de facilitar a computação e análise dos dados. O formulário foi

enviado via e-mail para estudantes dos diversos cursos situados no Campus

Colemar Natal e Silva, usuários da unidade em questão do restaurante (doravante

chamada apenas de RU). Os gráficos ilustrados nas Figuras 2, 3, 4 e 5 expressam

as respostas coletadas.

17

Figura 2 — Número de refeições feitas por semana pelos entrevistados

FONTE: Elaborado pelo autor

Figura 3 — Avaliação da ideia de implantação de um sistema de ar condicionado


Figura 4 — Avaliação da necessidade de implantação de um sistema de ar condicionado numa escala de 1 (nada necessário) a 5 (muito necessário)


18

Figura 5 — Influência da instalação do condicionador de ar na frequência dos usuários


Como pode ser observado nas Figuras 3 e 4, a ideia de um projeto e,

principalmente, da instalação de um sistema de ar condicionado no refeitório do RU

foi recebida muito positivamente pelos entrevistados, sendo que mais de 50% deles

julgaram a implementação desse sistema como algo muito necessário para a

melhoria do conforto e, consequentemente, da qualidade do tempo de refeição no

restaurante.

Percebe-se também que, além de verem a implantação de um sistema de ar

condicionado com bons olhos e como uma necessidade, mais de 60% dos

entrevistados considerariam almoçar mais vezes no RU e quase 40% consideraria,

no mínimo, manter a sua frequência atual no restaurante (Fig. 5). Esses últimos

atribuíram à manutenção de sua frequência nos patamares atuais principalmente por

duas razões: o fato de já comerem cinco ou mais vezes na semana no RU e o fato

de já comerem lá em todos os dias em que seus horários fazem do almoço próximo

à faculdade algo necessário.

A frequência semanal de refeições dos entrevistados é mostrada na Figura 2.

Aqueles que responderam que sua frequência no restaurante diminuiria, atribuiriam

esse fato à regulagem da temperatura no recinto (acreditando que ela será mantida

em patamares mais baixos que o ideal) e uma possível deficiência na ventilação,

que poderia viciar o ar ambiente. Porém, apesar disso, os mesmos não descartam a

possibilidade de manterem sua frequência atual após uma eventual instalação.

Nota-se, então, a necessidade da elaboração de um projeto de um sistema de ar

condicionado para o refeitório do RU, de modo a proporcionar melhorias no

ambiente de refeição do restaurante. A implementação do projeto traria benefícios

19

no que diz respeito a conforto térmico, qualidade do ar e bem estar no tempo de

refeição para a comunidade acadêmica, para funcionários da Real Food

Alimentação e, também, para a comunidade em geral que eventualmente faz uso

das instalações do RU.

1.2 OBJETIVOS

Este trabalho tem como objetivo o desenvolvimento de um projeto de sistema de

ar condicionado, tão completo quanto possível, para as dependências do

Restaurante Universitário do Campus Colemar Natal e Silva. O projeto deve atender

as recomendações e requisitos das normas da Associação Brasileira de Normas

técnicas (ABNT) e da American Society of Heating, Refrigerating and Air-

Conditioning Engineers (ASHRAE) para os cálculos e dimensionamento do sistema,

dando uma atenção especial para o conforto térmico dos ocupantes do refeitório.

Além dos cálculos para levantamento da carga térmica, deseja-se analisar qual o

melhor tipo de sistema de condicionamento de ar para ser empregado no espaço em

questão, fazendo comparações quanto ao rendimento e a viabilidade econômica dos

mesmos.

Definido o melhor e/ou mais viável sistema a ser implementado, deseja-se fazer o

projeto básico, contendo os elementos suficientes para garantir a compreensão dos

conceitos adotados no projeto e a perfeita caracterização e definição das

instalações. Essa etapa deverá conter os desenhos das instalações de distribuição

de ar e redes hidráulicas.

20

2 EVOLUÇÃO HISTÓRICA E FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO

Neste capítulo será apresentada a evolução histórica da tecnologia de

refrigeração e ar condicionado (seção 2.1) e será abordado os princípios de

funcionamento de um aparelho de ar condicionado (seção 2.2).

2.1 HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO E AR CONDICIONADO

Desde a pré-história, o homem tem a necessidade (ou vontade) de obter formas

de resfriamento que façam com que alimentos ou outras substâncias alcancem

temperaturas inferiores a do ambiente (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO). Com isso,

os primeiros registros de aplicações dos meios de refrigeração datam das mais

antigas civilizações.

Registros anteriores a 2.000 a.C indicam que os efeitos exercidos por baixas

temperaturas na conservação de alimentos já eram conhecidos. Pode-se citar, por

exemplo, a civilização chinesa que usava gelo natural com a finalidade de conservar

o chá que consumia. As civilizações gregas e romanas que também aproveitavam o

gelo colhido no alto das montanhas, utilizando trabalho escravo, para o preparo de

bebidas e alimentos gelados (FERRAZ & GOMES, 2008). Alexandre, o Grande, por

exemplo, serviu bebidas resfriadas com neve aos seus soldados por volta de 300

a.C.

Os egípcios, que viviam numa região onde não era possível encontrar gelo

natural, refrescavam a água usando vasos de barro, semelhantes a moringas, tão

comuns no Brasil. O princípio desse sistema consistia na evaporação da água que

passava pelos poros do barro e, como consequência, reduzia a temperatura do

volume contido no interior dos recipientes.

Os métodos mais antigos de "produção" do frio faziam uso do gelo natural ou de

misturas de sal e neve. Posteriormente, descobriu-se que dissolver nitrato de sódio

(NaNO3) em água abaixava a temperatura da mistura (esse fato já era conhecido no

século XIV). O gelo natural era enviado dos locais de clima frio ou era recolhido

durante o inverno e armazenado em salas frias. A menção histórica mais antiga a

esse respeito data de aproximadamente 1.000 a.C., num antigo livro de poemas

chinês, chamado Shih Ching. Essas casas de armazenamento eram feitas de

diversos materiais isolantes, como palha e esterco (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO).

21

Mas, por muitos séculos, a única utilidade encontrada pelo homem para o gelo

era a de refrescar bebidas para o seu paladar. Com a invenção do microscópio, no

final do século XVII, verificou-se a existência de micro-organismos (micróbios e

bactérias) invisíveis a olho nu. Estudos científicos demonstraram que alguns desses

micro-organismos eram responsáveis pela putrefação de alimentos e também

causavam danos à saúde humana. Também foi observado que a reprodução de

bactérias poderia ser limitada sob baixas temperaturas, o que provocou uma grande

expansão da indústria do gelo.

No século XVIII o gelo estava disponível apenas para pessoas de maior poderio

econômico. Em 1806, Frederick Tudor deu início a um negócio no qual blocos de

gelo eram retirados do rio Hudson (em Nova York) e mananciais próximos e

vendidos a grande parte da população. Os blocos eram comercializados a um preço

acessível, iniciando uma mudança no cenário de comércio de gelo.

Tudor eventualmente despachava gelo para outros locais ao redor do mundo.

Sua primeira empreitada foi um carregamento de 130 toneladas, para o porto de St.

Pierre, na região do Caribe, onde não havia instalações para armazenar o produto. A

empreitada só obteve sucesso porque Tudor se associou a um proprietário local do

setor de alimentos com o qual produziu e comercializou sorvetes (PORTAL DA

REFRIGERAÇÃO).

Como se trata de um produto de difícil transporte e armazenamento, além da

impossibilidade de ser encontrado naturalmente em certas regiões do planeta,

pesquisas visando à obtenção de gelo artificial ganharam força. Em consequência

desses estudos, foi inventado, em 1834, nos Estados Unidos, o primeiro sistema

mecânico de fabricação de gelo artificial, que constituiu a base precursora dos atuais

sistemas de compressão frigorífica. Em 1855, na Alemanha, surgiu outro tipo de

mecanismo para a fabricação do gelo artificial, baseado no princípio da absorção,

descoberto em 1824, pelo inglês Michael Faraday (FERRAZ & GOMES, 2008).

Mesmo depois do desenvolvimento de mecanismos para obtenção de gelo

artificial, o comércio de gelo natural continuou. Isso ocorreu devido o argumento de

que o gelo natural tinha qualidades superiores ao feito pela mão do homem, pois

havia uma crença geral de que o gelo artificial era prejudicial à saúde humana. Hoje

se sabe que tal crença é absurda, mas como a aceitação do gelo artificial era

pequena, seu consumo era relativamente menor.

22

Porém, em 1890, esse panorama começou a mudar. Os Estados Unidos (um dos

maiores produtores de gelo natural da época) tiveram um inverno muito fraco, o que

prejudicou a formação de gelo naquele ano no país (FERRAZ & GOMES, 2008).

Com a escassez do gelo natural, a população se viu forçada a consumir o artificial, e

ainda se percebeu as vantagens de se ter um produto mais puro e em quantidades

variáveis, de acordo com a demanda. Era o fim do tabu, e o negócio de gelo natural

finalmente acabou por volta de 1930.

O uso do gelo natural levou à criação das primeiras geladeiras, no princípio do

século XIX. Elas eram constituídas simplesmente por um recipiente, quase sempre

isolado por meio de placas de cortiça, dentro do qual eram colocadas pedras de gelo

e os alimentos a conservar, como ilustrado na Figura 6. A fusão do gelo absorvia

parte do calor dos alimentos e reduzia, de forma considerável, a temperatura no

interior da geladeira.

Figura 6 — Primeiras geladeiras

FONTE: Ferraz & Gomes, 2008

Esse era o impulso que faltava para a produção mecânica de gelo. Com a

aceitação do público consumidor e crescente demanda, usinas de gelo passaram a

se espalhar. Mas, apesar do uso do gelo artificial estar consolidado, ainda era

necessário a figura de um distribuidor do produto. Uma vez que não era possível a

produção em pequena escala na própria casa dos consumidores, era comum ver a

23

figura de um geleiro passar pelos bairros com sua carroça termicamente isolada e

distribuir pedras de gelo para serem colocadas nas geladeiras das casas.

Antes do advento da energia elétrica, alguns cientistas e pesquisadores

buscaram desenvolver mecanismos de refrigeração que operassem de maneira

cíclica. Descobriu-se que o principal método usado para produzir refrigeração

baseia-se no processo de evaporação de um líquido chamado refrigerante. No ano

de 1755 já se conhecia o efeito de resfriamento causado pelo éter ao se evaporar

sobre a pele. Naquele tempo, o químico William Cullen demonstrou a formação de

gelo na água em contato com um recipiente contendo éter. Ao reduzir a pressão

sobre o éter, Cullen promoveu sua ebulição a uma temperatura baixa o suficiente

para proporcionar a formação do gelo (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO).

Metade do ciclo de refrigeração estava resolvido. Entretanto, ainda se fazia

necessário encontrar uma forma de recircular o éter evaporado, evitando

desperdiçá-lo para o ambiente. Esse desperdício tornaria o sistema inviável

economicamente.

Informações sobre métodos de liquefação de gases através de compressão

foram reunidas na segunda metade do século 18. J. F. Clouet e G. Monge

liquefizeram o Dióxido de Enxofre em 1780. Em 1787, Amónia foi liquefeita por van

Marum e van Troostwijk (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO).

A primeira descrição completa de um sistema de refrigeração operando

ciclicamente foi feita por Jacob Perkins, que foi o primeiro a desenvolver a patente

de um sistema de refrigeração baseado na compressão de vapor, em 14 de agosto

de 1835, intitulada “Apparatus and means for producing ice, and in cooling fluids”

(British Patent 6662), Fig. 7. O trabalho de Perkins despertou pouco interesse e não

foi mencionado na literatura da época. Permaneceu esquecido por cerca de 50 anos,

até que Bramwell descreveu o artigo para o Journal of the Royal Society of Arts

(MATOS, 2004).

O sistema poderia ser usado com qualquer fluido volátil, especialmente éter, e

consiste de quatro componentes principais do ciclo de refrigeração mecânica:

evaporador, compressor, condensador e válvula de expansão.

O compressor elevava a pressão do vapor e o mandava para o condensador, que

é basicamente um trocador de calor. O vapor é aquecido pela compressão e

resfriado ao longo do condensador por um fluido externo (como água ou ar), fazendo

com que ele condense e se torne líquido. Este líquido escoa através da válvula de

24

expansão (um trecho da tubulação que oferece alguma restrição à passagem do

escoamento) criando com isso um diferencial de pressão através dele. Esta súbita

queda de pressão faz com que parte do escoamento entre em ebulição gerando

uma mistura de líquido mais vapor.

A energia necessária para promover esta ebulição é retirada da parte ainda

líquida do escoamento, reduzindo a temperatura da mistura que se encaminha para

o evaporador. O evaporador retira calor do meio que se deseja resfriar e usa esta

energia para promover a evaporação do restante do escoamento que ainda se

encontra no estado líquido. Ao final do evaporador, todo o escoamento já se tornou

vapor e é conduzido novamente para o compressor, onde o ciclo se reinicia

(PORTAL DA REFRIGERAÇÃO).

Figura 7 — Equipamento de refrigeração de Jacob Perkins

FONTE: Matos, 2004

Ainda na primeira metade do século XIX, o médico John Gorrie, baseando-se na

ideia de que um ar ruim poderia causar ou agravar doenças, passou a resfriar

quartos onde os doentes que tratava ficavam com blocos de gelo suspensos no teto

por uma bacia. Depois de 1845, ele deixou sua atividade como médico e passou a

25

se dedicar no desenvolvimento de projetos de refrigeração. Em 6 de maio de 1851,

foi concedida a Gorrie a patente no. 8080, para uma máquina de fazer gelo baseada

na compressão e expansão de ar. O modelo original de sua máquina e os artigos

científicos que escreveu estão na Smithsonian Institution, em Washington, DC.

O principal responsável por tornar o princípio de refrigeração por compressão

mecânica em um equipamento real foi James Harrison (1816-1893), engenheiro

nascido na Austrália e radicado na Escócia (MATOS, 2004). O jovem Harrison

iniciou-se no assunto a partir de um breve treinamento técnico nas aulas de química

durante seu curso de tipografia na universidade, onde percebeu o efeito de

resfriamento do éter.

A primeira máquina de fazer gelo mecânico de Harrison começou a operar em

1851, às margens do rio Barwon, em Rocky Point, Geelong (Austrália). Sua primeira

máquina de fazer gelo comercial surgiu em 1854, e sua patente para um sistema de

refrigeração de compressão de vapor de éter foi concedida em 1855. Este novo

sistema utilizava um compressor para forçar o gás refrigerante a passar por um

condensador, onde era resfriado e liquefeito. Em seguida, o gás liquefeito circulava

através das serpentinas e vaporizava novamente, resfriando o sistema. A máquina

empregava um volante de 5m e produzia 3000 kg de gelo por dia. Em 1856,

Harrison foi para Londres, onde patenteou o processo (747 de 1856) e seu aparelho

(2362 de 1857).

26

Figura 8 — Equipamento de refrigeração de James Harrison

FONTE: Matos, 2004

Em 1862, em uma exibição internacional em Londres, o equipamento de

Harrison, fabricado por Daniel Siebe, foi apresentado à sociedade da época (Matos,

2004). Harrison ainda deu continuidade ao desenvolvimento dessa tecnologia

construindo máquinas ainda mais evoluídas na Inglaterra. Tais equipamentos foram

enviados para diversos lugares visando aplicações como produção de gelo e a

cristalização de parafina (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO). A partir daí diversos

sistemas de produção do frio e também vários tipos de gases refrigerantes foram

desenvolvidos e usados.

No começo do século XX, com a descoberta da eletricidade por Thomas Edison e

Nikola Tesla, a indústria da refrigeração recebeu uma contribuição decisiva. Com

esta nova fonte de energia, os técnicos buscaram meios de produzir o frio na própria

residência dos usuários. O primeiro refrigerador doméstico surgiu em 1913 (FERRAZ

& GOMES, 2008), mas sua aceitação não foi muito grande, já que o mesmo era de

operação manual, exigindo atenção constante, muito esforço e apresentava baixo

rendimento.

27

Mas em 1918 surgiu o primeiro refrigerador automático movido à eletricidade e

com um pequeno motor. O equipamento foi fabricado o pela Kelvinator Company,

dos Estados Unidos. A partir de então, a evolução foi intensa, com uma produção

sempre crescente de refrigeradores mecânicos.

Paralelamente ao desenvolvimento dos refrigeradores domésticos, em 1902, o

jovem engenheiro norte-americano Willis Carrier inventou um processo mecânico

para condicionar o ar, tornando realidade o controle do clima. Sua invenção foi uma

solução proposta para a Sackett-Wilhelms Lithographing & Publishing Company of

Brooklyn, uma empresa de Nova York que estava tendo problemas com trabalhos de

impressão durante os quentes meses de verão. O papel absorvia a umidade do ar e

se dilatava, fazendo com que as cores impressas em dias úmidos não se

alinhassem, gerando imagens borradas e obscuras.

Carrier acreditava que poderia retirar a umidade da fábrica através do

resfriamento do ar. Para isto, apresentou desenhos de uma máquina que fazia

circular o ar por dutos resfriados artificialmente. Ele usou o seu conhecimento em

aquecimento de objetos com vapor e reverteu o processo. Em vez de enviar ar

através de serpentinas quentes, enviou-o através de serpentinas frias, cheias com

água fria.

O ar, soprado através das serpentinas frias, era arrefecido e podia-se controlar

assim a quantidade de umidade nele contida. Por sua vez, a temperatura na sala

poderia ser também controlada. Os baixos níveis de calor e umidade destinavam-se

a manter constantes as dimensões do papel e do alinhamento da tinta. Este

processo, que controlava a temperatura e umidade, foi o primeiro exemplo de

condicionamento de ar por um processo mecânico e ficou conhecido como o

primeiro sistema de ar condicionado moderno do mundo.

A invenção de 1902 marcou o nascimento do ar condicionado por causa do

advento do controle de umidade, levando ao reconhecimento de que o ar

condicionado deve realizar quatro funções básicas: controle de temperatura, controle

de umidade, controlar a circulação de ar e ventilação e purificar o ar.

Depois de vários anos de refinamento e testes de campo, em 2 de janeiro de

1906 foi concedido a Carrier a patente por sua invenção (U.S. patent No. 808897).

Chamado por ele de "Aparelho para o tratamento do ar", foi o primeiro equipamento

de ar condicionado do tipo pulverização (spray) do mundo. O equipamento foi

28

projetado para umidificar ou desumidificar o ar, aquecendo de água para o primeiro

caso e resfriando-a para o segundo.

Figura 9 — Willis Carrier ao lado do primeiro condicionador de ar

FONTE: http://kylebarrydesign.wordpress.com/

Em 3 de dezembro de 1911, Carrier apresentou no encontro anual da American

Society of Mechanical Engineers (ASME) o documento mais importante e

significativo para a indústria do ar condicionado: sua “Rational Psychrometric

Formulae”, que nada mais era do que a reunião, num mesmo gráfico, de diagramas

das variáveis (temperatura de bulbo úmido, temperatura de bulbo seco, umidade

relativa umidade absoluta, temperatura de ponto de orvalho, entalpia e volume

específico) que definem as condições da mistura entre ar seco e vapor d’água. Mais

tarde, o documento ficou conhecido como “Magna Carta da Psicrometria” ou,

simplesmente, carta psicrométrica.

A primeira aplicação residencial do ar condicionado foi em uma mansão de

Minneapolis, em 1914. Carrier desenhou um equipamento especial para residências,

maior e mais simples do que os condicionadores usados atualmente. No mesmo

ano, Carrier instalou o primeiro condicionador de ar hospitalar, no Allegheny General

Hospital de Pittsburgh. O sistema introduzia umidade extra em um berçário de partos

prematuros, ajudando a reduzir a mortalidade causada pela desidratação (AR

CONDICIONADO).

29

Na década de 1920, o ar condicionado tomou-se mais acessível ao público,

podendo ser encontrado em muitos prédios, como teatros e cinemas, por exemplo.

Inclusive, o equipamento ajudou a indústria cinematográfica, já que a frequência dos

cinemas caía muito e várias salas chegavam a ficar fechadas durante o verão.

Nos anos 30, Willis Carrier desenvolveu um sistema que viabilizou o ar

condicionado em arranha-céus. A distribuição do ar em alta velocidade através de

dutos "Weathermaster", criada em 1939, economizava mais espaço do que os

sistemas utilizados na época. Nos anos 50, os modelos residenciais de ar

condicionado começaram a ser produzidos em massa (AR CONDICIONADO).

O desenvolvimento de novas tecnologias visando eficiência energética,

segurança e menores níveis de ruído fizeram os condicionadores de ar passarem

por diversas mudanças e chegarem aos dias atuais com variadas opções de

modelos, desde os aparelhos de janela até sistemas centrais.

Os primeiros refrigeradores e aparelhos de ar condicionado empregavam gases

tóxicos ou inflamáveis (como amônia, clorometano, butano, o propano e outros), o

que poderia resultar em acidentes fatais em caso de vazamento. Em 1928, surgiram

os gases refrigerantes fluorados (os CFCs), desenvolvidos por Thomas Midgely

Junior. Estas substâncias se mostraram atóxicas, não inflamáveis e menos

corrosivas que os refrigerantes até então empregados. Naquela época,

desconhecia-se a ação nociva dos CFCs sobre a camada de ozônio, que fez com

que esses gases não sejam mais empregados atualmente.

O nome "freon", comumente usado, é uma marca comercial que se refere a

qualquer refrigerante dos tipos clorofluorcarbono (CFC), CFC hidrogenado (HCFC)

ou hidrofluorcarboneto (HFC). Por anos a mistura mais utilizada no ar condicionado

de conforto de expansão direta foi o HCFC conhecido como clorodifluorometano (R-

22). Por questões ambientais, desde 2010 esse gás não é mais utilizado em

equipamentos novos e seu uso deverá ser completamente erradicado até 2020. O

R-12 constituía uma mistura muito utilizada em ares condicionados de automóveis,

mas acabou sendo substituído pelo R-134a, também usado nos refrigeradores

domésticos modernos (WIKIPEDIA).

Atualmente, a preocupação com os efeitos sobre a camada de ozônio e também

com a contribuição para o agravamento do efeito estufa provocados pelos CFCs

vem sendo uma importante plataforma para a inovação e desenvolvimento de novos

gases, cada vez menos nocivos ao meio ambiente.

30

2.2 FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO

Um sistema de ar condicionado funciona basicamente como uma geladeira (de

maior potência, obviamente) sem seu gabinete. Assim, um aparelho condicionador

de ar opera no sentido de resfriar uma considerável quantidade de ar de um

ambiente em lugar de fazê-lo para apenas uma pequena quantidade de ar no interior

do gabinete de um refrigerador.

Essa seção explicará o funcionamento do ciclo de refrigeração por compressão

de vapor (principal ciclo de refrigeração usado nos sistemas atuais), correlacionando

com o funcionamento de um ar condicionado, e apresentará os componentes de um

condicionador de ar.

2.2.1 Ciclo simples de compressão de vapor

Um ciclo de refrigeração opera no sentido contrário ao natural da transferência de

calor, objetivando a redução (ou manutenção) de temperatura da fonte de menor

temperatura. Trata-se de um ciclo termodinâmico que aplica trabalho sobre um

sistema que possui um reservatório térmico de baixa temperatura (fonte fria) e um de

temperatura alta (fonte quente), de modo a retirar calor da fonte fria e “descartá-lo”

na fonte quente.

Segundo Stoecker (1985), o ciclo de refrigeração por compressão de vapor é o

mais utilizado nas aplicações modernas. Porém, existem outros ciclos de

refrigeração, como, por exemplo, os ciclos de absorção de vapor e de compressão

de ar, que podem ser vistos com maiores detalhes em Trott and Welch (2000),

Creder (2004) e outras fontes.

Um ciclo básico de refrigeração faz uso da evaporação e condensação de um

fluido de trabalho a diferentes temperaturas e, também, a diferentes pressões. Nos

ciclos modernos, os fluidos de trabalho usados são os ditos refrigerantes, que são

fluidos desenvolvidos especialmente para esse fim. Por meio desses fluidos é

possível extrair uma grande quantidade de calor para um dado fluxo de massa do

refrigerante (HUNDY et al., 2008).

O calor é fornecido ao fluido a uma temperatura e pressão baixas, fazendo o

fluido evaporar e mudar para o estado de vapor. O vapor é então comprimido até

31

uma pressão e a uma temperatura elevadas, nas quais o calor é rejeitado e o fluido

volta à fase líquida.

A fim de simplificar sua compreensão, ciclos de refrigeração são usualmente

representados em diagramas pressão-entalpia. A Figura 10 mostra um desses

diagramas com um ciclo de simples compressão de vapor superposto.

A evaporação do refrigerante é um processo que ocorre a pressão constante. Na

compressão, a energia usada para comprimir o vapor é convertida em calor,

aumentando a temperatura e a entalpia do fluido. Ao final desse processo de

compressão o vapor encontra-se no estado superaquecido (à direita da curva de

saturação).

Em ciclos reais, o vapor deve ser resfriado antes do início da condensação. Isso

acontece porque, quase sempre, a temperatura do fluido ao final da compressão

está acima da temperatura de condensação mostrada na Fig. 10, configurando um

desvio em relação ao ciclo ideal. O processo real de condensação é representado

pela parte da linha horizontal que se encontra dentro da curva de saturação.

Figura 10 — Diagrama pressão-entalpia (P-h) com ciclo de compressão de vapor

FONTE: HUNDY et al., 2008 (adaptado)

32

A expansão é um processo isoentálpico. Nenhum calor é absorvido ou rejeitado

durante a expansão, o fluido apenas passa através de um dispositivo chamado

válvula de expansão.

Coeficiente de performance é o nome dado à relação usada para mensurar o

desempenho de um ciclo de refrigeração. Simplificadamente, essa relação pode ser

definida como aquela entre a quantidade daquilo que se deseja pela quantidade do

que se gasta (STOECKER, 1985).

O COP pode ser expresso matematicamente da seguinte forma:

, (1)

onde é a entalpia e os índices indicam os estados 1, 2, e 4 do fluido, que estão

representados na Figura 10. Nota-se, pela Eq. (1), que o COP é uma grandeza

adimensional.

2.2.2 Como funciona um ar condicionado

Para refrigerar o ar interno de ambientes, os ares condicionados fazem uso de

um princípio físico simples: para um fluido passar da fase líquida para a fase gasosa

(evaporação) é necessário que este receba calor. No caso, o fluido em questão é o

refrigerante que passa pelo ciclo de refrigeração, e o calor que ele recebe é o calor

do ar do ambiente a ser condicionado.

Um ar condicionado possui quatro componentes básicos: um compressor, um

condensador, uma válvula de expansão e um evaporador. O evaporador e o

condensador são compostos por conjuntos de serpentinas, dentro das quais

acontece o fluxo do fluido refrigerante. Nessas serpentinas ocorrem as trocas de

calor.

Quando o ar do ambiente a ser resfriado passa pelas serpentinas frias do

evaporador, o fluido refrigerante a baixa pressão absorve calor e passa da fase

líquida para a gasosa (evaporação). A fim de reaproveitar o fluido refrigerante, o

mesmo é comprimido por um compressor, gerando um calor não desejado. Esse

33

calor gerado pelo processo de compressão é expelido para o meio exterior por meio

das serpentinas quentes do condensador.

Após passar pelo condensador, o fluido refrigerante volta à fase líquida e é

direcionado para a válvula de expansão. Após o processo de expansão o fluido se

encontrará num estado de mistura líquido-vapor e então voltará para o evaporador,

onde iniciará um novo ciclo. A Figura 11 ilustra esquematicamente o ciclo.

Para melhorar as trocas de calor nas serpentinas, os ares condicionados são

equipados com ventiladores para forçar a passagem de ar pelas mesmas. Em

sistemas centrais de ar condicionado, existem dutos com a finalidade de canalizar o

ar para esses trocadores de calor.

Figura 11 — Ciclo de refrigeração de um ar condicionado

FONTE: HUNDY et al., 2008 (adaptado)

A principal função de um ar condicionado é refrigerar o ar. Porém, ele também

pode exercer outras funções como desumidificar e filtrar o ar, além de monitorar e

regular sua temperatura por meio de termostatos. A desumidificação se deve ao fato

de a redução da temperatura de um volume de ar úmido fazer com que ele a libere

uma parte da sua umidade. Por isso existem drenos ligados ou incorporados aos

aparelhos.

34

3 DEFINIÇÕES E CONCEITOS FUNDAMENTAIS

Os termos AVAC, RVAC, HVAC ou HVAC&R são abreviações que reúnem os

conceitos dos processos de aquecimento, ventilação, ar condicionado e refrigeração

(daí as abreviações). A combinação dos processos contidos nesses termos é

equivalente ao que se entende atualmente como a definição de condicionamento de

ar.

O condicionamento de ar é o processo de tratamento do ar interior em espaços

fechados. Segundo Wang (2001), um sistema de condicionamento de ar é composto

por componentes e equipamentos dispostos de modo a promover o condicionar do

ar, transportá-lo para um espaço condicionado e controlar os parâmetros do

ambiente interno de modo a mantê-los dentro dos limites requeridos. Alguns

sistemas especiais podem incluir outras funções, como, por exemplo, a

pressurização do ar no interior de determinado espaço.

Nesta seção serão apresentados definições e conceitos importantes para a

compreensão dos sistemas de condicionamento de ar e suas aplicações.

3.1 PSICROMETRIA

Psicrometria é o estudo das misturas de ar e vapor de água (STOECKER, 1985).

Nas aplicações de ar condicionado, o ar não é puramente seco, mas é constituído

por uma mistura de ar seco e vapor de água, por isso é importante o estudo da

psicrometria.

Algumas grandezas físicas são estudadas e definidas em psicrometria para se

definir as propriedades do ar úmido sob certas condições. A partir da união delas

pode-se construir o que se chama de carta psicrométrica.

3.1.1 Temperatura de bulbo seco

A temperatura de bulbo seco (TBS) nada mais é do que a temperatura do ar

ambiente. Ela indica a quantidade de energia na forma de calor contido no ar. Sua

variação é designada como calor sensível. A TBS pode ser medida diretamente por

meio de termômetros comuns, que são chamados termômetros de bulbo seco.

35

3.1.2 Temperatura de bulbo úmido

A temperatura de bulbo úmido (TBU) indica a quantidade de energia na forma de

calor contido no ar úmido. Está associado à mínima temperatura em que a água em

estado líquido se transforma em vapor (temperatura de evaporação) para uma

determinada quantidade física de água contida no ar. Ela é a temperatura mais baixa

que pode ser alcançada apenas pela evaporação da água.

A TBU é medida usando-se um termômetro de bulbo úmido. Esse termômetro é

coberto por uma malha, geralmente de algodão, que fica mergulhada em água

destilada, mantendo-se sempre umedecida. A evaporação da água contida na malha

retira calor do bulbo, o que faz com que a temperatura indicada pelo termômetro de

bulbo úmido seja menor que a temperatura ambiente, indicada por um termômetro

de bulbo seco. Quanto mais seco o ar, maior a diferença entre a TBS e a TBU, para

uma mesma temperatura ambiente.

3.1.3 Linha de saturação e temperatura de ponto de orvalho

Na Figura 12 é possível observar a linha de saturação. A direita dessa linha tem-

se uma mistura de vapor de água e ar seco e a esquerda, não exista vapor, mas

água em estado líquido. A linha de saturação representa um limite em que o vapor

começa a se condensar.

A temperatura de ponto de orvalho expressa a condição mínima de temperatura

de bulbo seco em que uma mistura ar-vapor consegue manter água no estado

gasoso (vapor), abaixo da qual ocorre a condensação da umidade. Na Fig. 12, se A

representa um estado do ar, a temperatura do ar deve ser reduzida até a

temperatura B para que o vapor comece a se condensar. Ou seja, a temperatura B é

a temperatura de ponto de orvalho do ar no estado A.

36

Figura 12 — A linha de saturação

FONTE: Stoecker, 1985 (adaptado)

3.1.4 Umidade relativa

A umidade relativa é a razão entre a fração molar do vapor de água no ar úmido

e a fração do vapor de água no ar saturado à mesma temperatura a pressão total

(STOECKER, 1985). Graficamente, essa grandeza indica a proporção do

afastamento entre o ponto e a linha de saturação. Por se tratar de uma relação entre

grandezas de mesma unidade, a umidade relativa é geralmente expressa em

porcentagem (%).

3.1.5 Umidade absoluta

A umidade absoluta (W) é a massa de água contida em 1 kg de ar seco. É uma

grandeza adimensional, geralmente representada em kg de vapor / kg de ar seco.

Sua variação é designada como calor latente, aquele associado à mudanças de

fase.

. ( )

A Figura 13 mostra a posição da escala de umidade absoluta como ordenada na

carta psicrométrica e a linha de umidade relativa de 50% (Φ = 0,5).

37

Figura 13 — Umidade absoluta e umidade relativa de 50%

FONTE: Stoecker, 1985 (adaptado)

3.1.6 Entalpia

A entalpia da mistura ar seco e vapor de água é a soma das entalpias de seus

componentes em relação às entalpias de seus respectivos estados de referência.

Como dito anteriormente, o estado de referência do vapor de água é da água, na

condição de líquido saturado, a 0°C. No caso do ar, seu estado de referência é

aquele em que o mesmo se encontra a uma temperatura de 0°C.

Graficamente, linhas isoentálpicas podem ser traçadas numa carta psicrométrica

como mostra a Figura 14.

Figura 14 — Linha isoentálpica

FONTE: Stoecker, 1985

38

Diversas temperaturas podem ser escolhidas para se obter valores de umidade

absoluta tais que resultem numa mesma entalpia (mesma linha de entalpia). Para

relacionar essas grandezas, pode-se usar a seguinte equação:

, (3)

onde é o calor específico à pressão constante do ar seco (em kJ/kg*K), é a

temperatura da mistura (em °C) e é a entalpia do vapor saturado à temperatura

da mistura (em kJ/kg).

3.1.7 Volume específico

Para uma mistura de ar seco com vapor de água, o volume específico é definido

como m³ de mistura por kg de ar seco ou m³ de ar seco por kg de ar seco, já que os

volumes ocupados pela mistura e pelas substâncias individualmente são iguais.

3.1.8 A carta psicrométrica

A representação gráfica de cada uma das grandezas estudadas em psicrometria

num mesmo diagrama é conhecida como carta psicrométrica. Tendo os conceitos

que definem essas grandezas bem estabelecidos, é possível montar cartas

específicas para diversas situações, locais e ambientes para se fazer as análises

para um projeto de condicionamento de ar e/ou aplicações semelhantes.

Uma ilustração esquemática de uma carta psicrométrica é mostrada na Figura 15

e a Figura 16 mostra um exemplo real de uma dessas cartas (pressão barométrica

de 760 mmHg).

39

Figura 15 — Diagrama psicrométrico

FONTE: Britto, 2010 (adaptado)

3.2 CARGA TÉRMICA

A carga térmica de um ambiente é o somatório de todas as formas de calor

presentes nesse ambiente. Ela também é entendida como a quantidade de calor

sensível e latente que deve ser colocado (carga de aquecimento) ou retirado (carga

de resfriamento) de um ambiente a fim de atender os seus requisitos de condições

do ar.

O cálculo de carga térmica é de vital importância nas aplicações de AVAC. A

partir desse levantamento, é possível dimensionar a instalação e os equipamentos

necessários para um determinado projeto, também sendo possível a avaliação do

funcionamento de instalações já existentes, para o caso de manutenções,

adaptações ou melhorias que podem se fazer necessárias.

O estudo das fontes e das trocas de calor é fundamental na determinação da

carga térmica. Por meio desses estudos é que se estima a capacidade dos

componentes do sistema de condicionamento de ar, que mantem o ar ambiente

dentro as condições desejadas. As condições externas padrão utilizadas nestes

cálculos podem ser encontradas em manuais.

Os fatores que afetam as trocas térmicas são divididos em quatro categorias de

carga (STOECKER, 1985). A transmissão é a transferência de calor devido à

diferença de temperatura por meio do componente ou elemento do edifício. A carga

solar é a transferência de energia solar através de um componente do edifício que

seja transparente, ou absorção dessa energia por um elemento opaco. A carga de

infiltração é entendida como a perda ou ganho de calor pela infiltração de ar externo

40

no recinto condicionado. Por último, a geração interna é aquela porção da carga

resultante da liberação de energia no interior do recinto (pessoas, equipamentos,

lâmpadas, etc.).

A Figura 16 ilustra a atuação dos fatores que influenciam a carga térmica.

Figura 16 — Fatores que afetam a carga térmica

FONTE: Stoecker, 1985

3.2.1 Carga térmica de aquecimento

Em regiões onde o inverno e/ou as baixas temperaturas são mais rigorosos, o

levantamento de carga térmica deve ser feito com o objetivo de manter a

temperatura interna dos recintos condicionados acima da temperatura externa.

Portanto, no cálculo da carga térmica de aquecimento deve-se ter em mente a

compensação das perdas de calor para o ambiente externo devido à transmissão,

infiltração e outros fatores que possam contribuir para a perda de calor do ambiente

que se quer condicionar.

Em países de clima predominantemente tropical, como o Brasil, o projeto de

sistemas de aquecimento é pouco comum, principalmente para aplicações de

conforto.

Para mais detalhes sobre as considerações e cálculos para a estimativa de carga

térmica de aquecimento, recomenda-se a consulta dos manuais da American

Society of Heating, Refrigerating and Air-conditioning Engineers (ASHRAE).

41

3.2.2 Carga térmica de resfriamento

O levantamento de carga térmica de resfriamento tem como objetivo manter o

espaço condicionado a uma temperatura mais baixa que a do ambiente externo.

Nesse caso, as parcelas de carga (radiação solar, transmissão, infiltrações e

geração interna) atuam no sentido de fornecer calor ao espaço que se quer

condicionar.

A estimativa de carga térmica de resfriamento é relativamente complexa. Além

das considerações usadas também para a carga de aquecimento, deve-se

considerar o posicionamento e orientação geográficos do recinto e, também,

considerar as diferentes taxas de radiação solar sobre esse recinto ao longo do dia.

Uma parede a leste recebe mais radiação solar no período da manhã que no

período da tarde, por exemplo.

Outro ponto importante a se considerar é o fato de as divisórias do ambiente

(paredes, tetos e pisos) não transmitirem instantaneamente o calor que recebem

para dentro do ambiente. Quando o sol começa a incidir sobre uma parede, por

exemplo, é necessário um tempo, que depende das dimensões e da composição da

parede, até que ela se aqueça e então comece a exercer uma carga térmica sobre o

recinto. Depois do pôr-do-sol, essa parede continuará fornecendo calor ao recinto

até entrar em equilíbrio térmico com o mesmo. Esse fenômeno também deve ser

considerado.

Os outros fatores que devem ser considerados, bem como os métodos de cálculo

para a estimativa da carga térmica podem ser encontrados nos handbooks da

ASHRAE.

3.3 CONFORTO TÉRMICO

A satisfação com o ambiente térmico influencia a produtividade e a saúde, daí a

sua importância para o bem estar. Por exemplo, trabalhadores de escritório que

estão satisfeitos com o seu ambiente térmico tendem a ser mais produtivos. A

manutenção de temperaturas agradáveis e/ou amenas em hospitais ajuda a evitar o

agravamento de quadros clínicos.

Boa parte das pessoas tem uma noção do conceito de conforto térmico definida

intuitivamente. De acordo com o senso comum, ter conforto térmico significa que

42

uma pessoa usando uma quantidade normal de roupas não sente nem frio nem calor

demais.

A norma ANSI/ASHRAE 55 (2010) define conforto térmico como a condição

mental que expressa satisfação com o ambiente térmico e é estimada por uma

avaliação subjetiva. A manutenção do conforto térmico para os ocupantes de

edificações ou outros ambientes fechados é um dos objetivos mais importantes para

os engenheiros projetistas de sistemas de condicionamento de ar.

A neutralidade térmica é mantida quando o calor gerado pelo metabolismo

humano é dissipado, mantendo o equilíbrio térmico com as redondezas. Os

principais fatores que influenciam o conforto térmico são aqueles que determinam o

ganho ou a perda de calor, ou seja, taxa metabólica, o isolamento provocado por

roupas, temperatura do ar (bulbo seco), irradiação térmica, velocidade do ar e

umidade relativa.

3.4 TIPOS DE CONDICIONADORES DE AR

Existem dois tipos básicos de sistemas de ar condicionado. O primeiro é o

sistema de expansão direta (Figuras 17 e 18), no qual o condicionador recebe

diretamente (do recinto ou de uma rede de dutos) a carga de ar. O segundo é o

sistema de expansão indireta (Fig. 19), no qual o condicionador utiliza um meio

intermediário (geralmente água ou salmoura) para retirar a carga térmica que é

transmitida pelo ar.

Sistemas de expansão direta são mais apropriados para aplicações de pequeno

e médio porte, enquanto que os de expansão indireta são indicados para aplicações

de grande porte (CREDER, 2004).

43

Figura 17 — Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensação a ar)

FONTE: Creder, 2004 (adaptado)

Figura 68 — Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensação a água)


44

Figura 19 — Sistema de ar condicionado de expansão indireta (condensação a ar)


Como dito anteriormente, um equipamento de ar condicionado possui dois

trocadores de calor. No evaporador, o fluido refrigerante recebe calor, e no

condensador, ele deve perder calor. Assim, ao passar pelo condensador o fluido

refrigerante necessita de um meio para transmitir o calor que deve ser cedido. Esse

meio pode ser o ar ou a água (Figuras 17, 18 e 19).

3.5 ÍNDICE DE EFICÊNCIA ENERGÉTICA (EER)

O cálculo do COP é usado para se mensurar o desempenho de um ciclo de

refrigeração isoladamente. Porém, Silva (2003) e outros autores dizem que a

eficiência global de um condicionador de ar deve ser medida com o uso do chamado

índice de eficiência energética (do inglês, Energy Efficient Ratio – EER).

O EER relaciona a taxa de calor retirada de um ambiente pelo equipamento de ar

condicionado com a potência elétrica consumida por este equipamento. Assim, o

índice é encontrado pela seguinte equação:

45

, ( )

onde é o calor retirado do ambiente (expresso em BTU/h) e é a potência

elétrica consumida pelo equipamento (expressa em watts). Nota-se, pela Eq. (4),

que EER é um parâmetro adimensional (assim como o COP), porém, é comum

encontrar em catálogos o índice de eficiência energética expresso em BTU/h/W.

3.6 CLASSIFICAÇÃO DAS APLICAÇÕES DE AR CONDICIONADO

De acordo com suas aplicações, os sistemas de ar condicionado podem ser

divididos em ar condicionado de conforto e ar condicionado de processo.

Segundo Stoecker (1985), ar condicionado de conforto é definido como o

processo de condicionamento de ar objetivando o controle de sua temperatura,

umidade pureza e distribuição no sentido de proporcionar conforto aos ocupantes do

recinto condicionado. Para tal, um sistema de condicionamento de ar inclui os

processos de aquecimento, radiação térmica, e regulagem de velocidade e

qualidade do ar, incluindo a remoção de partículas e vapores.

Atualmente, o uso dos ares condicionados tipo conforto pode ser observados em

diversos lugares. Na área comercial podem ser citados os bancos, lojas de

departamento, shopping centers, restaurantes (na área destinada aos

consumidores), supermercados e etc. Instituições como escolas, universidades,

bibliotecas, museus também podem ser citados. Além, é claro, de residências,

hotéis, motéis, cinemas, teatros, hospitais, automóveis, aeronaves e outros.

Em termos de processo, o ar condicionado destina-se a garantir condições

ambientais adequadas à execução de um determinado processo. Apesar das

condições geralmente atenderem ao conforto humano, as necessidades do processo

é que são determinantes para a definição dessas condições. Wang (2001) define

esses sistemas como aqueles que fornecem o controle das condições do ar em um

ambiente fechado para fabricação, estocagem de produtos, dentre outros processos

em pesquisa e desenvolvimento.

As seguintes áreas são exemplos dos campos de aplicação dos sistemas de

condicionamento de ar de processos: indústria têxtil (controle da humidade devido à

higroscopia das fibras), indústria de componentes eletrônicos (devido à oxidação),

46

fabricação de peças de precisão (devido à necessidade de se evitar dilatações

térmicas), indústria farmacêutica (a fim de evitar a contaminação dos

medicamentos), depósitos e etc.

47

4 CÁLCULO DA CARGA TÉRMICA

O dimensionamento de um sistema de condicionamento de ar depende da

estimativa da carga térmica do espaço que se deseja condicionar. O sistema é

dimensionado no sentido de atender a maior solicitação térmica possível, ou seja,

para o caso de um sistema de resfriamento, como é o deste trabalho, toma-se por

base a carga térmica da hora mais quente, do dia mais quente do ano. Assim, se o

sistema for capaz de atender a maior carga térmica do ano, logicamente ele será

capaz de atender menores solicitações.

A carga térmica deve ser calculada em quantas horas do dia forem necessárias

para se determinar seu valor máximo, mas também se pode gerar um gráfico com a

distribuição da carga térmica ao longo do tempo. Esse cálculo costuma ser bastante

complicado e geralmente o uso de programas de computador se faz necessário para

auxiliar a obtenção dos resultados (ABNT NBR 16401-1, 2008).

4.1 METODOLOGIA

A norma brasileira ABNT NBR 16401-1 (2008) destaca alguns métodos de

cálculo da carga térmica, todos descritos nos manuais da ASHRAE. Para situações

mais complexas, é recomendado o uso de programas de computador baseado nos

métodos TFM (Transfer Function Method) ou RTS (Radiant Time Series Method),

detalhados no ASHRAE Fundamentals Handbook (2005).

Esses métodos calculam a carga térmica em, pelo menos, duas etapas: uma

considerando os ganhos de calor na zona térmica e outra considerando a retirada de

calor pelo sistema de climatização. Porém, por maior que sejam os avanços no

estudo e desenvolvimento de programas e métodos, nenhum deles consegue

expressar com total precisão o processo de transferência de calor.

Para sistemas com um pequeno número de zonas é aceitável o uso do método

CLTD/SCL/CLF (Cooling Load Temperature Difference / Solar Cooling Load /

Cooling Load Factor), descrito pelo ASHRAE Fundamentals Handbook (1997). O

método é uma versão simplificada do método TFM, adaptada para cálculo manual.

Trata-se de um método de apenas uma etapa que trabalha com tabelas de fatores e

coeficientes pré-calculados para construções e situações típicas.

48

Apesar de não ser descrito nas versões mais recentes dos manuais de

fundamentos da ASHRAE, o método CLTD/SCL/CLF é tido como válido para as

situações descritas acima e ainda é usado por vários engenheiros para estimativas

de cargas térmicas (ASHRAE Fundamentals Handbook, 2013).

Pelo fato do projeto em questão objetivar a análise de apenas uma zona térmica

(o refeitório do RU) e por se tratar de um método relativamente simples e praticável

para cálculos manuais, foi escolhido o método CLTD/SCL/CLF para o levantamento

da carga térmica. O detalhamento dos cálculos é apresentado no Apêndice B.

4.2 CONDIÇÕES DE PROJETO

A especificação das condições de projeto é um fator de muita influência no

resultado final da estimativa de carga térmica. Essas condições determinam os

parâmetros a serem adotados no procedimento de cálculo para obtenção dos

resultados desejados.

Primeiramente, é necessário definir os dados climáticos de projeto para um dia

típico do mês mais quente do ano. A norma brasileira ABNT NBR 16401-1 (2008)

traz em seu anexo A tabelas que auxiliam na determinação desses parâmetros. Os

dados climáticos da cidade de Goiânia estão contidos na tabela A.5, que é

parcialmente reproduzida na Figura 20.

Figura 20 — Dados climáticos de Goiânia

FONTE: ABNT NBR 16401-1 (2008)

Para projetos comerciais ou residenciais, não críticos (alta exigência), a norma

recomenda a adoção da frequência de ocorrência anual de 1% e seus parâmetros

relacionados. Os dados para a frequência de 1% estão destacados na Figura 21.

Para gerar um perfil teórico da temperatura de bulbo seco no dia de projeto

(temperatura horária de bulbo seco – TBS(h)) deve-se aplicar a seguinte equação:

49

( ) , (5)

Onde é um fator menor que um, tabelado para cada hora do dia, e é a

variação média de temperatura diária no mês mais quente. Os valores de TBS(h)

são apresentados na Tabela 1.

Tabela 1 — Determinação da temperatura horária de bulbo seco

TEMPERATURA HORÁRIA DE BULBO SECO - TBS(h)

Para Goiânia: TBS = 34°C e ΔTmd = 11.7°C

Hora f TBS(h) Hora f TBS(h)

1h 0,87 23,821 13h 0,11 32,713

2h 0,92 23,236 14h 0,03 33,649

3h 0,96 22,768 15h 0 34

4h 0,99 22,417 16h 0,03 33,649

5h 1 22,3 17h 0,1 32,83

6h 0,98 22,534 18h 0,21 31,543

7h 0,93 23,119 19h 0,24 31,192

8h 0,84 24,172 20h 0,47 28,501

9h 0,71 25,693 21h 0,58 27,214

10h 0,56 27,448 22h 0,68 26,044

11h 0,39 29,437 23h 0,76 25,108

12h 0,23 31,309 24h 0,86 23,938


A ABNT NBR 16401-2 (2008) determina a temperatura de operação e a umidade

relativa dentro da zona analisada para proporcionar conforto térmico. A temperatura

deve estar entre 22,5°C e 25,5°C, para uma umidade relativa de 65%, ou entre

23,0°C e 26,0°C, para uma umidade relativa de 35%. Para este projeto, foi escolhida

uma temperatura operativa de 23,5°C e uma umidade relativa de 65%.

4.3 CARGAS EXTERNAS

As cargas externas são parcelas da carga térmica oriundas de ações externas

sobre o ambiente que se deseja analisar. As seções seguintes destinam-se a

analisar os fatores que compõe a parcela externa da carga térmica do RU.

50

4.3.1 Carga externa devido à insolação em superfícies opacas

Em paredes, coberturas e vidros expostos ao sol, parte da energia solar é

absorvida e outra é refletida. Da energia absorvida, parte retorna ao meio exterior

por convecção e/ou radiação e o restante fica armazenado temporariamente no

interior da parede (cobertura ou vidro), aumentando sua energia interna.

A lei de Newton para transferência de calor determina que o fluxo de energia

térmica seja dado pela equação:

, ( )

onde é o fluxo de calor (W), é o coeficiente global de transferência de calor

(W/m²K ou W/m²°C), é a área da superfície (m²) e é a diferença de temperatura

entre um ponto e outro (°C ou K).

No caso da avaliação da transferência de calor por superfícies opacas (como

paredes, coberturas e vidros), o uso da Eq. (6) desconsidera o armazenamento de

energia no interior das mesmas. A fim de incluir o efeito de armazenamento de

energia pela estrutura, desenvolveu-se uma diferença de temperatura que considera

o calor recebido por insolação e a capacidade térmica da parede, cobertura ou vidro.

A essa diferença de temperatura foi dado o nome de CLTD (diferença de

temperatura para carga de resfriamento, do inglês).

Os valores tabelados de CLTD são calculados considerando uma temperatura

interna de 25°C, uma temperatura externa máxima de 35°C, uma temperatura

externa média de 29°C e uma variação diária de temperatura externa de 12°C

(ASHRAE, 1997). Quando não são tendidos os valores especificados, é necessário

fazer a correção do CLTD de acordo com a equação:

( ) ( ), ( )

onde é a temperatura interna e é a temperatura externa média dada pela

temperatura externa máxima menos a metade da variação diária.

Assim, para calcular a carga térmica devido à insolação em paredes, coberturas

e vidros, substitui-se o termo por CLTD na Eq. (6), resultando na seguinte

relação:

51

( ). (8)

Como o CLTD considera a capacidade térmica da estrutura, é necessário definir

previamente a composição de cada uma delas para, posteriormente, definir os

valores dos coeficientes globais de transmissão de calor e, só então, selecionar os

valores adequados de CLTD.

Gerner (2012) realizou experimentos em laboratório a fim de determinar os

coeficientes globais de transmissão de calor de materiais de construção utilizados no

Brasil. A partir dos valores tabelados por Gerner (2012) foram definidos os valores

para os materiais usados no RU, conforme a Tabela 2.

Tabela 2 — Coeficientes globais de transferência de calor para superfícies do RU

SUPERFÍCIE ESPESSURA U (W/m²K)

Parede de alvenaria

Tijolo de Barro comum, argamassa em ambos os lados 15 cm 2,54396

Tijolo de Barro comum, argamassa em ambos os lados 25 cm 2,03798

Cobertura

Telhado de fibrocimento com forro de gesso 3 cm (forro) 2,61356

Vidros

Vidro simples 3 cm 6,4905

FONTE: Gerner, 2012

Os valores de CLTD adotados, considerando os componentes das estruturas do

RU e seus respectivos coeficientes globais de transmissão de calor, são listados nas

Tabelas 3, 4 e 5. Os valores apresentados foram obtidos pela interpolação dos

dados contidos nas tabelas da ASHRAE (1997), Ferrari Junior (2006) e Chaiyapinunt

et al. (2004). As orientações das paredes externas estão destacadas na Tabela 3.

52

Tabela 3 — CLTD para as paredes

Hora NE NO SO SE N L S O

1 9,09 13,1 12,1 7,73 9,09 8 8,45 14,5 2 8,09 12,1 10,1 7,36 8,09 7 7,45 12,5 3 7,09 10,1 9,09 6,36 6,73 6,36 6,09 11,1 4 5,73 8,73 7,73 5,36 6,36 5,36 5,73 9,45 5 5,36 7,73 6,73 5 5,36 5 4,73 8,09 6 4,36 6,73 5,73 4,36 4,36 4 4,36 7,09 7 4,36 5,36 5,36 4 4 4,27 4,36 6,36 8 5,64 5 5 4,64 4,64 4,91 4,36 5,36 9 7,55 5,27 4,64 7,27 4,91 7,45 5,73 5,64

10 10,8 5,91 5,27 9,91 6,18 10 7,45 6,27 11 13,8 6,55 6,55 12,5 7,18 12,9 9,18 6,91 12 16,5 7,55 7,18 14,2 8,82 14,8 11,2 7,55 13 17,8 8,82 8,82 15,8 10,2 15,8 12,5 9,18 14 18,5 10,8 10,5 16,2 12,2 16,2 14,2 10,5 15 18,9 13,5 12,1 16,2 13,5 16,2 14,8 13,7 16 18,6 16,5 14,4 16,2 14,9 15,9 15,5 16,4 17 18,6 19,5 16,4 15,9 15,6 15,6 15,5 20 18 18 22,5 18,4 15,9 16,6 14,7 15,5 23,4 19 16,4 23,2 19,5 14,6 16 14,5 14,5 25,1 20 15,1 22,9 19,5 13,6 15,4 13,5 13,8 25,2 21 14,1 21,6 18,6 12,4 14,4 12,3 12,8 23,6 22 12,5 19,4 17 11,4 12,7 11,3 11,8 21,4 23 11,5 17,7 14,7 10,4 11,7 10 10,8 19,1 24 10,1 15,1 13,7 8,73 10,1 9 9,45 17,1


Tabela 4 — CLTD para a cobertura

Hora CLTD Hora CLTD Hora CLTD

1h 13,8 9 11,7 17 33,1 2h 12,7 10 15 18 31,3 3h 11,7 11 19,2 19 27,9 4h 10,6 12 23,1 20 24,5 5h 9,81 13 27 21 21,2 6h 8,97 14 30,1 22 18,7 7h 8,54 15 32,2 23 16,9 8h 9,11 16 33,3 24 15,6


53

Tabela 5 — CLTD para a condução em vidros

Hora CLTD Hora CLTD Hora CLTD

1h 1 9h 1 17h 7

2h 0 10h 2 18h 7

3h -1 11h 4 19h 6

4h -1 12h 5 20h 4

5h -1 13h 7 21h 3

6h -1 14h 7 22h 2

7h -1 15h 8 23h 2

8h 0 16h 8 24h 1

FONTE: ASHRAE Fundamentals Handbook, 1997

4.3.2 Carga externa devido à insolação através de superfícies transparentes

Três fenômenos ocorrem quando uma superfície transparente recebe incidência

solar: absorção de energia pelo material, reflexão e transmissão de calor para o

ambiente que se encontra do lado oposto ao da exposição ao sol. No caso do

cálculo da carga térmica para janelas e vidros, é de interesse a análise da parcela

que é absorvida.

Edições anteriores ao ASHRAE Fundamentals Handbook (1997) tabelavam

valores máximos de fatores de ganho de calor solar (SHGF) para vidros expostos ao

sol ou com algum elemento externo de sombreamento. O fator SHGF era usado

como um ganho de calor de entrada para o cálculo dos fatores de carga de

resfriamento (CLFs).

Esse considerava algumas variáveis que tornavam o cálculo mais complexo

(presença ou não de sombreamento, elementos construtivos internos, mobiliário,

etc.). Além disso, os resultados não consideravam variações significantes na carga

de resfriamento devido a fatores como diferentes latitudes, diferentes meses e

outros.

Um novo termo, chamado solar cooling load (SCL), foi estudado e introduzido nas

formulações para melhor aproximar as cargas de resfriamento devido à insolação

em superfícies transparentes. Assim, a parcela da carga de resfriamento causada

pela radiação através de vidros e janelas é calculada por:

( )( ), ( )

54

onde SC é um fator de sombreamento (no caso do RU, não há sombreamento, logo

SC = 1) e A é a área dos vidros e janelas, conforme plantas de arquitetura.

A Tabela 6 mostra os valores de SCL adotados para o tipo de zona do refeitório

do RU com as orientações dos vidros em destaque. Os valores apresentados foram

obtidos a partir da extrapolação dos dados apresentados nas tabelas da ASHRAE

(1997) e Lindsey (1991).

Tabela 6 — SCL para vidros

Hora N NE L SE S SO O NO

1 25,4 39,2 43,03 30,72 11,9 39,26 69,92 65,91 2 26,72 35,97 41,12 27,49 13,3 37,35 63,89 59,89 3 23,49 33,18 33,34 25,57 10,5 30,89 58,75 52,12 4 18,94 29,95 30,11 22,34 11,8 29,41 52,29 45,66 5 18,94 24,09 25,57 17,8 8,55 26,18 44,51 42,43 6 48,35 -674 112,3 55,21 15,2 29,57 48,35 44,51 7 93,77 270,8 293,2 147,1 35,4 51,58 66,69 61,98 8 93,77 330 366,7 198,3 52,9 65,37 79,61 75,77 9 89,4 334,3 378,6 209,3 55,7 79,61 89,73 90

10 94,55 292,4 338,8 192,6 50,1 88,86 99,86 99,26 11 101 218,8 259,8 150,8 50,4 94,01 107,6 105,7 12 107 179,2 201 119,5 53 84,01 115,4 108,9 13 105,7 172,8 185,3 130,8 50,4 111,6 167,7 139,4 14 107 161,8 175,6 128,7 54,2 161,2 265,6 229,7 15 108,3 151,2 163,1 120,3 64,5 212,7 354,3 311,4 16 115,9 137 147,4 107,9 70,8 231,5 411,2 361,6 17 128,3 119,9 127,2 92,15 59,6 216,5 404,6 365,1 18 92,09 91,92 98,72 69,98 40,2 133,1 253,7 233,9 19 53,6 74,29 82,84 58,21 28,9 83,24 148,4 137,6 20 48,89 69,14 74,46 48,52 23,7 71,46 127,3 113,5 21 42,43 58,14 65,21 43,81 21,8 63,52 109,7 96,46 22 39,2 52,12 58,75 41,89 20,3 55,58 97,24 88,09 23 31,43 48,89 52,29 35,43 17,1 50,43 88,86 78,83 24 28,63 42,43 50,81 32,64 15,2 45,72 79,61 72,37


4.3.3 Cargas externas devido a partições

Partição é todo elemento físico que divide internamente dois ambientes em uma

edificação. Sempre que um espaço condicionado estiver adjacente a um espaço

55

com uma diferente temperatura, haverá transferência de calor por meio das

partições. Essa transferência de calor deve ser considerada e é dada por:

( ), (1 )

onde é o coeficiente global de transmissão de calor da partição (W/m²K ou

W/m²°C), é a área da partição (m²) e e são, respectivamente, a temperatura

do espaço adjacente e a temperatura interna de projeto (constante) do ambiente

condicionado (K ou °C).

Nesse trabalho, a temperatura do espaço adjacente foi considerada como igual à

temperatura de bulbo seco para cada hora do dia. A temperatura interna de projeto

do espaço condicionado foi considerada como 23,5°C para os horários de

funcionamento do refeitório (das 11h às 14h, para almoço, e das 17h às 19h, para

jantar) e igual à temperatura horária de bulbo seco para as demais horas do dia.

4.4 CARGAS INTERNAS

As várias cargas internas consistem de transferências de calor latente e sensível

devido aos ocupantes, processos, aparelhos, iluminação e/ou outras fontes. A carga

de iluminação é composta apenas por calor sensível. A conversão de ganho por

calor sensível para carga de resfriamento do ambiente é influenciada pelas

características de armazenamento térmico do ambiente. Portanto, essa conversão é

sujeita a fatores de carga de resfriamento (CLFs) adequados, para considerar o

atraso, causado pela massa das estruturas, da carga de resfriamento.

Deseja-se que o sistema de condicionamento de ar do refeitório do RU seja

desligado durante a noite (após o horário do jantar) e nos finais de semana (após o

horário de almoço de sábado). Para casos como esse, o ASHRAE Fundamentals

Handbook (1997) determina a adoção de um CLF com valor igual a 1.

4.4.1 Pessoas

A parcela de carga térmica de resfriamento devido aos calores transmitidos pelos

ocupantes de um recinto é composta por uma parte latente e outra sensível. A parte

latente pode ser considerada como uma carga instantânea de resfriamento. Já a

56

parte sensível primeiramente é absorvida pela envoltória antes de ser convertida em

carga, por isso se faz necessário o uso do CLF para avaliar instantaneamente a

contribuição desse componente na carga térmica de resfriamento.

A carga instantânea de resfriamento devido aos ocupantes é dada por:

[( )( ) ], (11)

onde N é o número de ocupantes do ambiente (a capacidade máxima do RU é para

288 ocupantes), e e são, respectivamente, os ganhos de calor sensível e

latente (em watts). Os valores são encontrados na tabela C.1 da ABNT NBR 16401-

1 (2008), reproduzida parcialmente na Figura 21.

Figura 21 — Taxas típicas de calor liberado por pessoas


4.4.2 Iluminação

A principal fonte de calor da iluminação vem de elementos emissores de luz. No

caso de luminárias incandescentes, o calor é proveniente do aquecimento do

filamento da lâmpada. No caso de luminárias fluorescentes, o calor é proveniente

principalmente do aquecimento do reator presente nas mesmas. O cálculo desse

componente de carga não é tão simples, uma vez que a taxa de ganho de calor em

um dado momento não reflete necessariamente a potência das luminárias.

Apenas uma parte da energia das luminárias é dissipada por convecção, que é

instantaneamente convertido em carga de refrigeração. O restante está na forma de

radiação, e afeta o espaço condicionado só depois de ter sido absorvido e relançado

pelas paredes, pisos, móveis, etc. Esta energia absorvida contribui para a carga de

resfriamento do ambiente só depois de certo de tempo, com parte dessa energia

57

reirradiada e ainda presente no ambiente mesmo depois do desligamento das

lâmpadas.

A carga de resfriamento devido à iluminação é dada por:

( )( )( ), (1 )

onde é a potência nominal da lâmpada (neste trabalho foram consideradas

lâmpadas de 30 watts), é o fator de uso da luminária (uso comercial: 1) e

é o fator de tolerância especial da luminária (lâmpada fluorescente: 1, ).

4.4.3 Diversas

Serão consideradas cargas diversas aquelas que não são provenientes das

pessoas e da iluminação. No caso do RU, além das cargas internas já descritas,

deve-se considerar o calor lançado no ambiente por conta dos dois tanques de água

quente que mantém os alimentos aquecidos.

A tabela C.8 da ABNT NBR 16401-1 (2008) apresenta as taxas típicas de

dissipação de calor de um aquecedor de alimentos de água quente por metro cúbico

de banho, conforme reproduzido na Figura 22.

Figura 22 — Dissipação de calor de um aquecedor de alimentos de água quente


A fim de definir o volume dos tanques, foi realizada a medida dos mesmos, no

local, com o uso de uma trena. Os valores das dimensões medidas são: 440 mm

(altura), 250 mm (largura) e 2200 mm (comprimento). Assim, o volume de cada

tanque é 0,242 m³.

58

4.5 CARGAS DE VENTILAÇÃO E INFILTRAÇÃO

A troca de ar entre o exterior e o interior de uma edificação pode ser dar por dois

meios: ventilação e infiltração. O ar exterior que adentra ao sistema necessita ser

refrigerado para se adequar às condições desejadas, gerando, portanto, uma carga

de resfriamento.

A ventilação é introdução intencional de ar a partir do exterior em um edifício, ela

pode ser natural ou mecânica (ASHRAE Fundamentals Handbook, 2013). A norma

ASHRAE Standard 62 (2004) apresenta os requisitos mínimos de ventilação para

manter a qualidade do ar interior para os ocupantes (reprodução parcial da tabela na

Figura 23). O calor dessa parcela de ar não influencia nas condições do ambiente,

uma vez que entra no sistema antes de passar pelo processo de resfriamento e só

então é insuflado.

Figura 23 — Taxas mínimas de ventilação

FONTE: ASHRAE Standard 62.1 (2004)

A infiltração é o fluxo de ar externo para o interior de um edifício através de

fendas ou outras aberturas não intencionais e através da utilização normal de portas

(ASHRAE Fundamentals Handbook, 2013). O calor dessa parcela tem contato direto

com o ambiente, influenciando as condições do mesmo.

Algumas formulações e tabelas do ASHRAE Fundamentals Handbook (1997)

fornecem meios de se calcular a vazão e o ganho de calor oriundo da infiltração de

ar. Porém, verificou-se nos cálculos (Apêndice B) que essa parcela pode ser

59

desconsiderada para o caso do refeitório do RU, devido à existência de uma área de

infiltração muito pequena, o que resulta numa vazão desprezível.

Assim, será considerado apenas o calor devido o ar de ventilação. O calor total

de ventilação pode ser encontrado por meio da seguinte equação:

( ), (13)

onde é a vazão do ar de ventilação (l/s) e e são, respectivamente, as

entalpias do ar externo e do ar interno (kJ/kg). As entalpias podem ser encontradas

por meio do uso de uma carta psicrométrica adequada para a altitude de Goiânia

(747 metros), tendo em mãos a umidade absoluta do ar externo (w = 19,3 g/kg de ar

seco), as temperaturas externa e interna (TBS(h) e temperatura de projeto) e a

umidade relativa no interior do ambiente condicionado (Φ = 5%).

4.6 CARGA TOTAL DE RESFRIAMENTO

A carga total de resfriamento é dada pela soma de todas as parcelas previamente

calculadas. Por meio dos métodos descritos, chegou-se a uma carga total de

resfriamento no valor de 130 kW (aproximadamente 443500 BTU/h ou 37 TR). A

distribuição da carga térmica ao longo do dia é ilustrada na Figura 24. Como dito

anteriormente, o detalhamento dos cálculos é apresentado no Apêndice B.

Nota-se que a carga térmica se mostra mais acentuada entre 11 e 14h e entre 17

e 19h. Isso é devido ao fato de serem esses os horários de funcionamento do

restaurante, nos quais há a ocupação do ambiente por pessoas e a contribuição das

demais parcelas de cargas internas.

O software Hourly Analysis Program (HAP), desenvolvido pela Carrier, foi usado

a fim de validar os resultados encontrados nos cálculo de carga térmica. O programa

é baseado no método TFM, que é uma versão mais elaborada do método

CLTD/SCL/CLF (como dito anteriormente). Por ele, chegou-se a um valor estimado

para a carga térmica de 120 kW.

60

Figura 24 — Resultado da carga térmica total para o dia mais quente do ano


A diferença entre os resultados (cerca de 7,5%) se deve ao fato de o método

TFM ser mais preciso que o método CLTD/SCL/CLF e ao fato de os coeficientes

globais de transmissão de calor calculados pelo programa terem sido um pouco

menores que aqueles tabelados para materiais de construção usados no Brasil e

usados nos cálculos manuais. Apesar da diferença, o resultado encontrado

manualmente pode ser tido como válido e será o valor considerado no

dimensionamento dos sistemas a serem analisados.

0

20000

40000

60000

80000

100000

120000

140000

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24

Wat

ts

Horas

Carga Térmica

61

5 ALTERNATIVAS DE PROJETO

Algumas alternativas de projeto podem ser pensadas para o caso do refeitório do

RU. Tendo em vista apenas a carga térmica estimada, pode-se optar pela instalação

de vários aparelhos mini slipts, como é o caso do antigo Restaurante Executivo do

Campus I (atualmente é usado esporadicamente como um refeitório extra do

restaurante). Porém, além do conforto térmico, a tecnologia de AVAC também é

destinada a proporcionar qualidade aceitável do ar interior em ambientes fechados.

Segundo a Resolução Normativa RN 02 (2003) da Associação Brasileira de

Refrigeração, Ar Condicionado, Ventilação e Aquecimento (ABRAVA), um sistema

de condicionamento de ar deve promover a renovação do ar ambiente com ar

exterior de qualidade aceitável a fim de reduzir, por diluição, a concentração de

poluentes gasosos e vapores gerados internamente.

Assim, a instalação de mini splits não é recomendada, pois esses aparelhos não

oferecem a renovação de ar no espaço condicionado, podendo aumentar a

concentração de substâmcias tóxicas (como o gás carbônico) no ar. A renovação de

ar também é necessária para evitar a proliferação de micro-organismos nocivos à

saúde humana, mais detalhes podem ser encontrados na resolução nº 9 de 2003 da

Agência Nacional de Vigilância Sanitária (ANVISA).

Essa resolução fornece uma orientação técnica sobre padrões de qualidade de ar

no interior de ambientes de uso público e coletivo, climatizados artificialmente. Nela

fica determinada a necessidade de renovação de ar nos ambientes citados e, como

os aparelhos tipo mini split não atendem essa solicitação, fica descartado o seu uso.

Pelo mesmo pode se descartar o uso do moderno sistema de vazão de

refrigerante variável (VRV), que funciona como um sistema split no qual várias

unidades evaporadoras (aquelas que são instaladas no interior dos ambientes que

se deseja condicionar) são ligadas a uma mesma unidade condensadora (unidade

instalada externamente).

Além de não proporcionar renovação de ar, os sistemas VRV são mais indicados

para aplicações nas quais se tem diversas zonas térmicas distintas, com diferentes

horários de solicitação (GOETZLER, 2007). Exemplos práticos de aplicações de

sistemas VRV são hospitais, hotéis, edifícios comerciais (com salas de escritório),

escolas, etc.

62

Comercialmente, as soluções mais indicadas para aplicação em refeitórios de

restaurantes são sistemas self contained, chillers ou os chamados splitões. Tratam-

se de sistemas centrais que tem promovem a renovação de ar no ambiente

condicionado (ou mistura do ar de recirculação com o ar externo), cujo insuflamento

pode ser feito por meio de uma rede de dutos.

Nas seções seguintes, cada uma dessas possíveis soluções será abordada e

então será feita a comparação entre os seus respectivos desempenhos. Ao final,

será ralizada a escolha do sistema que possuir a melhor eficiência energética.

5.1 SISTEMA SELF-CONTAINED

Sistemas tipo self-contained (popularmente chamados de “selfs”) são

relativamente simples. Projetados para serem aparelhos tipo janela de grande porte,

apresentam como principal característica o fato de abrigarem em seu gabinete todos

os equipamentos inerentes ao processo de climatização (filtragem, umidificação,

desumidificação, aquecimento, refrigeração, ventilação e insuflamento). Os

equipamentos de ar condicionado self-contained podem ser instalados diretamente

no ambiente ou em uma casa de máquinas, desta forma, o ar é insuflado no

ambiente que se deseja condicionar por meio de dutos.

Aparelhos de ar condicionado de janela recebem esse nome por serem

fabricados em tamanhos suficientemente pequenos de modo a se encaixar no

espaço de uma janela padrão. Um esquema do funcionamento de um aparelho de

janela é mostrado na Figura 25.

Os “selfs” disponibilizados comercialmente operam na faixa entre 5 e TR (CIA

DO FRIO). Eles podem ser utilizados em ambientes que acomodem grande

quantidade de pessoas ou em locais que necessitam de alta qualidade do ar

insuflado. Além disso, esses sistemas permitem atualizar as variações nas

demandas de ar insuflado e apresentam baixo custo de instalação e manutenção

(BASTO, 2007).

63

Figura 25 — Funcionamento de um ar condicionado de janela

FONTE: howstuffworks.com

Sistemas self-contained (Figura 26) podem ser classificados de acordo com a

forma como é realizada a condensação, que pode ser a ar ou a água. A primeira

forma pode ser dividida em dois tipos: condensação a ar acoplado e condensação a

ar remoto. No primeiro tipo, existe um ventilador centrífugo usado para movimentar o

ar entre as aletas do condensador. Na condensação a ar remoto, a unidade

evaporadora é instalada próxima (ou internamente) ao ambiente a ser condicionado,

com a unidade condensadora sendo instalada externamente.

Os sistemas com condensação a ar remoto são semelhantes aos sistemas split

(que serão abordados na próxima seção), porém, eles apresentam o compressor

instalado juntamente com a unidade evaporadora, resultando num nível de ruído

maior em aplicações nas quais essa opção é empregada. A Figura 27 ilustra um

sistema com condensação a ar remoto.

O uso de condensação a água é indicado para aplicações com carga térmica

superior a 14 TR, sendo necessária a instalação de torres de arrefecimento, o que

64

onera a instalação em cerca de 30% (CREDER, 2004). O condensador a ar é mais

simples e mais barato, porém, pode apresentar eficiência ligeiramente menor

(FERRARI JUNIOR, 2006).

Pirani (200?) apresenta vantagens e desvantagens para os sistemas de

condicionamento de ar tipo self-contained. As vantagens listadas são: a maior

simplicidade de instalação, menor custo por TR (geralmente), fabricação seriada

com aprimoramentos técnicos constantes, garantia de desempenho por testes de

fábrica, manutenção e reposição de peças mais eficientes e econômicas, maior

rapidez de instalação e grande versatilidade para projetos.

Figura 26 — Condicionador self-contained

FONTE: Miller & Miller, 2008

65

Figura 27 — Sistema self-contained com condensação a ar remoto

FONTE: Silva, 2003

5.2 SISTEMA SPLIT

Sistemas tipo split são muito parecidos com ossistemas tipo self-contained. A

principal diferença entre eles é o fato de que, no caso do split, a unidade

condensadora (onde está localizado o compressor) ficar separa da unidade

evaporadora (do inglês, “split” significa divisão). As unidades devem ser interligadas

por tubulações de cobre, dentro das quais circulará o fluido refrigerante.

É comum ver em aplicações cotidianas os splits tipo hi-wall, popularmente

conhecidos apenas como splits (ou mini splits). Porém, assim como no caso dos

aparelhos de janela, existe um sistema semelhante projetado para aplicações de

grande porte e que podem ser dutados. Esse split de grande é popularmente

conhecido como “splitão”.

A capacidade dos ares condicionados tipo splitão varia entre 10 e 53 TR. Os

fluidos refrigerantes utilizados na maioria dos aparelhos encontrados no mercado

são o R-407c e o R-410a (CIA DO FRIO, CARRIER DO BRASIL). Uma

representação esquemática de um sistema split é mostrada na Figura 28.

66

Figura 28 — Condicionador de ar tipo split

FONTE: howstuffworks.com

5.3 ÁGUA GELADA

Quando os comprimentos das tubulações de fluido refrigerante dos casos

apresentados anteriormente tornam-se muito grandes (provocando grandes perdas

de carga e superando os limites indicados por fabricantes), centrais de água gelada

(Figura 29) apresentam-se como uma opção de projeto. Trata-se de um sistema de

ar condicionado que funciona por expansão indireta e, devido à facilidade de

distribuição da água gelada ao longo da edificação, mantém as máquinas agrupadas

num mesmo local, sendo muito difundido atualmente (CREDER, 2004).

Nestes sistemas, o ar do ambiente a ser climatizado troca calor com um fan-coil

(equipamento composto por um ventilador e uma serpentina). Na serpentina existe

água fria em circulação, proveniente da máquina de refrigeração, chamada chiller

(Figura 30). A água entra no fan-coil numa temperatura em torno de 7ºC e deixa o

equipamento por volta de 12ºC (SILVA, 2003). O calor retirado do ambiente pela

água em circulação é trocado com o fluido refrigerante, que resfria a água e permite

que a mesma percorra o ciclo novamente.

67

Figura 29 — Sistema completo de condicionamento de ar empregando água gelada


Figura 30 — Ciclo de refrigeração em um chiller centrífugo do tipo hermético


Os chillers encontram-se disponíveis de 425 a 2500 TR (MILLER & MILLER,

2008). A água gelada é canalizada e distribuída para toda a edificação, para levar a

água até os fan-coils e promover as trocas de calor. Os fan-coils podem ser dutados.

68

Segundo fabricantes, se for bem isolada, praticamente não haverá limitações quanto

comprimento da tubulação de água gelada.

5.4 COMPARAÇÃO E SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO

Segundo Ferrari Junior (2006), centrais de água gelada apresentam uma

eficiência maior quando comparadas com a opção self-contained, porém, essa maior

eficiência só é compensada para grandes capacidades, devido aos altos custos

iniciais (para instalação) e custos de manutenção. Considerando também a faixa de

carga térmica que os equipamentos disponíveis no mercado abrangem (de 425 a

2500 TR), conclui-se que uma central de água gelada não é uma opção indicada

para ser implementada para condicionar o ar do refeitório do RU.

Descartada a opção de projeto usando um sistema de água gelada, restam os

equipamentos tipo self-contained e tipo splitão como alternativas para escolha. A

Carrier do Brasil disponibiliza, em seu site, catálogos de ambos os sistemas para a

seleção desses equipamentos. De posse do valor calculado da carga térmica

(130kW ou 37 TR) e da vazão necessária de ar (1345,5 l/s ou 4843,8 m³/h, calculada

juntamente com a carga térmica – vide Apêndice B), pode-se chegar aos

equipamentos que satisfaçam o projeto.

Para o caso do self-contained, foram analisadas apenas opções de condensação

ar. Como esses equipamentos encontram-se disponíveis até 15 TR (CARRIER DO

BRASIL), será necessário lançar mão do uso de três unidades dos mesmos. Assim,

pelos catálogos da Carrier do Brasil (Figuras 31 e 32), foram escolhidos o self-

contained 40BX14 (para condensação ar incorporado) e 40BZ14 (para condensação

a ar remoto).

69

Figura 31 — Tabela de seleção de aparelho self-contained (condensação a ar incorporado)

FONTE: Carrier do Brasil

Para avaliar a eficiência global desses equipamentos foi usada a Eq. (4), que

define o EER. O índice de eficiência energética calculado para o sistema self-

contained com condensação a ar incorporado foi de 8,8 BTU/h/W. Para o self-

contained com condensação a ar remoto, o ERR calculado foi 10,1 BTU/h/W.

Figura 32 — Tabela de seleção de aparelho self-contained (condensação a ar remoto)


70

Para o splitão, a análise dos catálogos da Carrier do Brasil (Figura 33) resultou

na seleção de duas unidades evaporadoras modelo 40VX20 da linha EcoSplit, que

tem dois circuitos frigoríficos, vindo com duas unidades condensadoras 38EX_10. A

escolha de duas unidades evaporadoras se deve ao fato de essa opção melhor se

adequar ao traçado da rede de dutos, que será abordado no próximo capítulo.

Figura 33 — Tabela de seleção do equipamento splitão


Para os equipamentos da linha selecionada, os catálogos fornecem tabelas que

relacionam os valores de EER dos equipamentos para algumas faixas de operação.

Esses valores foram obtidos por meio de testes de aplicação realizados na fábrica e

são mostrados na Figura 34.

A seleção do equipamento será feita pela comparação entre os valores de EER.

Em uma primeira avaliação, a opção de self-contained com condensação a ar

integrado é descartada, uma vez que a mesma apresenta um valor de EER menor

em relação às demais opções (8,8 contra 10,1, do self com condensação a ar

remoto, e 10,5, do splitão).

Na comparação entre o self com condensação a ar remoto e o splitão devem ser

feitas algumas ponderações. A diferença entre os valores de EER desses

equipamentos é relativamente pequena, com vantagem para o splitão. Além disso,

por utilizar um compressor inverter, a linha EcoSplit pode apresentar uma eficiência

energética ainda maior em cargas parciais (Figura 34). Assim, optou-se pela seleção

do equipamento EcoSplit da Carrier do Brasil citado anteriormente.

71

Figura 34 — Tabela de eficiência energética da linha EcoSplit (reprodução parcial)


72

6 CAPTAÇÂO E DISTRIBUIÇÃO DE AR

Em um sistema de ar condicionado central, como o que está sendo projetado, o

ar a ser condicionado é captado do ambiente externo, misturado com parte do ar

interno e, após ser condicionado, é distribuído no ambiente por meio de uma rede de

dutos (para transporte do ar) e de bocas de insuflamento.

Neste capitulo será abordado o dimensionamento da rede de dutos, a seleção

das bocas de insuflamento, grelhas e venezianas e será apresentado um fluxograma

de ar para ilustrar a disposição desses componentes no ambiente.

6.1 DIMENSIONAMENTO DA REDE DE DUTOS

Antes de se dimensionar a rede de dutos, é necessário definir o traçado da

mesma. Silva (2003) diz que não existem regras para a definição desse traçado,

porém aconselha que ela deve ser feita de modo a proporcionar uma distribuição

racional de ar pelo ambiente, com adaptação estética e com o mínimo de

interferência nos demais elementos da edificação (estruturas, luminárias, etc.).

Figura 35 — Traçado da rede de dutos


73

A Figura 35 ilustra o traçado escolhido. Devido à insuficiência de informações

referentes ao projeto estrutural da edificação, optou-se por colocar a rede de dutos

internamente ao ambiente. Isso não representa problemas em âmbito estético e nem

em âmbito funcional. A disposição atual das luminárias foi considerada no traçado

da rede, que foi definido de modo a não interferir no posicionamento das mesmas.

O ASHRAE Fundamentals Handbook (2013) apresenta dois métodos de

cálculo para o dimensionamento da rede de dutos: o método de igual atrito e o

método da recuperação da pressão estática. Neste trabalho será empregado o

método de igual atrito.

Pelo método de igual atrito, todos os dutos são dimensionados de modo a se ter

a mesma perda de carga por unidade de comprimento do duto. Yamane & Saito

(1986) dizem que, geralmente, usa-se um valor de perda de pressão, por metro de

comprimento, entre 0,1 e 0,2 mmH2O (0,98 e 1,96 Pa). A Figura 36 mostra um ábaco

usado para se relacionar a perda de carga unitária com o diâmetro equivalente do

duto e a velocidade do ar corrente em seu interior.

Figura 36 — Ábaco para perdas por atrito em dutos circulares

FONTE: ASHRAE Fundamentals Handbook, 2013

74

Para se determinar as dimensões do duto, deve-se conhecer a velocidade da

corrente de ar no interior do mesmo. As velocidades recomendadas para ar corrente

em dutos são apresentadas na Figura 37. De posse da velocidade e da vazão,

verifica-se a perda de carga, caso a mesma seja satisfatória, as dimensões do duto

são definidas.

Figura 37 — Velocidades máximas recomendadas do ar em dutos (m/s)

FONTE: Yamane & Saito, 1986

A vazão em cada duto deverá ser metade da vazão total, ou seja, 672,75 l/s

(2421,9 m³/h). Arbitrando uma velocidade de 7 m/s, temos, pelo ábaco da Figura 36,

uma perda pressão por atrito de cerca de 0,16 mmH2O. Portanto, a velocidade

escolhida acarreta numa perda de pressão unitária dentro do desejado. Para essa

velocidade e essa vazão, tem-se um diâmetro equivalente para o duto de,

aproximadamente, 340 mm.

Como pode ser visto no traçado apresentado na Figura 35, não existirão dutos

ramais, apenas os dutos principais, onde serão colocadas as bocas de insuflamento.

Por questões estéticas, o duto terá a mesma seção transversal ao longo de todo o

seu comprimento.

Para o caso do RU, foi selecionado um duto giroval (Figura 38), fabricado pela

Refrin, com altura de 200 mm e diâmetro equivalente de 365 mm (Figura 39). O duto

giroval se adequa bem à estética do ambiente e é usado em diversas aplicações de

AVAC, como shopping centers, supermercados e também em restaurantes.

75

Figura 38 — Duto giroval

FONTE: refrin.com.br

Figura 39 — Tabela de seleção de dutos girovais (reprodução parcial)

FONTE: refrin.com.br

6.2 BOCAS DE INSUFLAMENTO

Depois de ser impulsionado através dos dutos, o ar deve ser distribuído no

ambiente por meio dar bocas de insuflamento. Essas bocas devem ser

cuidadosamente dimensionadas de modo a assegurar uma distribuição uniforme do

ar a uma altura adequada acima do piso — cerca de 1,50 m acima do piso

(CREDER, 2004).

No projeto em questão, foi definido que os as bocas (no caso, difusores) ficarão

posicionadas lateralmente nos dutos, sendo 10 bocas em cada linha da rede

(totalizando 20 difusores). Para a seleção dos difusores, é necessário se conhecer a

vazão em cada um deles. Como é desejada uma vazão constante nos difusores,

76

divide-se a vazão total pelo número de bocas, chegando a uma vazão de 242,2 m³/h

por difusor.

Consultando os catálogos da Tropical (Indústrias Tosi), foi selecionado o difusor

DI-1 com dimensões de ” x ” (Figura 0), que tem capacidade para uma vazão

de até 255 m³/h. Como os difusores estão posicionados lateralmente aos dutos, eles

atendem seguramente os parâmetros previamente definidos para distribuição do ar a

uma altura adequada acima do piso.

Figura 40 — Tabela de seleção do difusor de ar (reprodução parcial)

FONTE: Tropical (Indústrias Tosi)

Optou-se por distribuir os difusores nos dutos de forma equidistante e simétrica.

A fim de definir o espaçamento entre as bocas foi realizado um cálculo relativamente

simples. Considerando o comprimento do duto como sendo 20 metros e conhecendo

a quantidade e as dimensões dos difusores no duto (1 de ” x ” por duto), uma

simples divisão nos dá um espaçamento de 3,75 m.

6.3 CAPTAÇÃO DE AR

Em aplicações práticas, é comum a mistura do ar do ambiente com o ar externo

numa proporção de 20% e 80%, respectivamente. Essa mistura configurará a porção

de ar a ser condicionada. Para a captação do ar, são usadas venezianas de tomada

de ar externo e grelhas de retorno. As grelhas e venezianas são cuidadosamente

selecionadas de modo a garantir as proporções de mistura.

6.3.1 Tomada de ar externo

Para a tomada de ar externo, deve ser permitida a entrada de uma vazão de ar

de 3875 m³/h (80% da vazão requerida). Consultando os catálogos da Tropical

77

(Indústrias Tosi), são selecionadas duas unidades da veneziana TAE de dimensões

900x600 mm. Os dados da veneziana selecionada são apresentados na Figura 41.

Figura 41 — Tabela de seleção de veneziana de tomada de ar externo (reprodução

parcial)


6.3.2 Retorno de ar

Para o retorno do ar, as grelhas devem garantir uma vazão de 968,8 m³/h de ar

(20% da vazão requerida). Consultando o catálogo da Tropical (Indústrias Tosi), são

selecionadas três unidades da grelha RHN de dimensões 500x200 mm. Os dados

da grelha selecionada são apresentados na Figura 42.

Figura 42 — Tabela de seleção de grelha de retorno (reprodução parcial)


6.4 FLUXOGRAMA DE AR

O fluxograma de ar é apresentado na Figura 43. O design foi pensado de modo a

assegurar uma distribuição simétrica do ar. Como dito anteriormente, a disposição

das luminárias foi levada em consideração no posicionamento dos dutos, sendo que

cada duto é ligado independentemente a uma unidade evaporadora. No desenho

são indicados os fluxos de ar de retorno e de tomada de ar externo, com suas

respectivas vazões.

78

Figura 43 — Fluxograma de ar


79

7 CONSIDERAÇÕES FINAIS

O principal objetivo deste trabalho era o projeto de um sistema de ar

condicionado para o refeitório do Restaurante Universitário do Campus Colemar

Natal e Silva da Universidade Federal de Goiás. O projeto deveria seguir os

preceitos estabelecidos nas normas da ABNT, ASHRAE e demais entidades

reguladoras com alguma relação com este campo do conhecimento da engenharia

mecânica.

O projeto foi concebido como descrito nos capítulos anteriores. Desenhos

contendo a disposição da casa de máquinas e dos componentes do sistema estão

no Apêndice C. Uma opção levantada para a localização dos equipamentos foi a de

colocar as evaporadoras sobre uma laje impermeabilizada na cobertura do prédio.

Porém, devido ao fato de não ter sido possível contar com dados e informações

concretas a respeito da estrutura da edificação, a casa de máquinas foi posicionada

onde hoje é a fachada oeste do restaurante.

As ligações elétricas devem ser feitas por um profissional capacitado, seguindo

as diretrizes da norma ABNT NBR 5140. O comando elétrico é feito por uma fonte

de tensão de 220V-1ph-60Hz. O fabricante recomenda que a interligação entre

unidades observe a ligação independente de cada equipamento, não sendo

permitido utilizar derivações entre as borneiras das caixas elétricas.

A fim de se fazer a avaliação econômica do projeto, foram realizados contatos

com diversas empresas que atuam no ramo de comercialização, instalação e

manutenção de equipamentos de ar condicionado. Porém, até a conclusão desta

monografia, não foram obtidas respostas satisfatórias para levantamento dos custos

de implementação do projeto.

Uma alternativa para redução de custos seria a instalação de cortinas ou

persianas e/ou a troca dos vidros existentes por vidros que permitam a passagem de

uma menor quantidade de radiação solar. Essas ações provocariam uma diminuição

da carga térmica do ambiente, demandando uma menor capacidade dos aparelhos

de refrigeração e, consequentemente, reduziria os custos para aquisição dos

equipamentos, além de também poder acarretar na economia de energia elétrica.

Como trabalhos posteriores, sugere-se o estudo estrutural da edificação e o

levantamento dos custos reais de implementação do projeto. O estudo estrutural

teria como objetivo estabelecer a localização dos componentes estruturais (como

80

vigas e pilares) e definir a capacidade de carregamento que a estrutura suporta.

Acredita-se que, conhecendo as informações estruturais, seria possível uma

adequação do projeto de modo a posicionar as evaporadoras na cobertura (não

prejudicando a fachada) e, possivelmente, projetar os dutos para serem instalados

sobre o forro.

O estudo orçamentário poderia verificar as opção de projeto sem alterações nas

janelas (mudanças de vidros e colocação de cortinas) e com essas alterações,

apresentando uma comparação. Depois de concluído, o estudo poderia ser

apresentado, juntamente com o projeto, às instâncias administrativas competentes

da Universidade Federal de Goiás para ser avaliado e, quiçá, colocado em execução

(com abertura de editais de licitação e outras ações que venham ser necessárias).

Também se pode sugerir como trabalho posterior o projeto de um sistema de

climatização que utilize o sistema de resfriamento evaporativo, semelhante ao que

existe no Restaurante Universitário do Campus Samambaia. O estudo poderia ser

voltado aos benefícios ecológicos que esse sistema pode oferecer, além de se tratar

de uma tecnologia pouco utilizada no Brasil (CAMARGO, 2009).

Um outro trabalho a se sugerir é o estudo e projeto de um sistema de ventilação

para a cozinha do Restaurante Universitário do Campus I. Esse trabalho seguiria os

preceitos apresentados na norma ABNT NBR 14518 (2000) e algumas outras

normas que eventualmente foram citadas no presente texto.

81

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2014.

87

APÊNDICE A — Formulário

PESQUISA SOBRE A INSTALAÇÃO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO

NAS DEPENDÊNCIAS DO REFEITÓRIO DO RESTAURANTE UNIVERSITÁRIO

(RU) DO CAMPUS COLEMAR NATAL E SILVA (CAMPUS I)

1- Quantas vezes por semana você faz refeições (almoço ou jantar) nessa unidade

do RU?

1 ou menos 2 3 4 5 ou mais

2- A ideia da implantação de um sistema de ar condicionado nessa unidade do RU

lhe parece:

Péssima Ruim Indiferente Boa Ótima

3- Numa escala de 1 a 5, onde 1 é nem um pouco e 5 é muito, o quanto você julga

necessário a implantação de um sistema de ar condicionado nessa unidade do RU?

1 2 3 4 5

4- A implantação de um sistema de ar condicionado influenciaria no aumento ou

diminuição da sua frequência nessa unidade do RU?

Aumentaria Diminuiria Não influenciaria

5- Comentários

88

APÊNDICE B — Planilhas de cálculo de carga térmica

CARGA TÉRMICA COBERTURA

U = 2,61356 W/m²K

A = 279 m²

Hora CLTD CLTD corrigido q1 = UA(CLTD)

1h 13,76768 14,19667677 10351,97876

2h 12,72727 13,74127273 10019,90577

3h 11,68687 13,16886869 9602,518336

4h 10,64646 12,47946465 9099,816464

5h 9,808081 11,75808081 8573,79546

6h 8,969697 10,68569697 7791,831138

7h 8,535354 9,666353535 7048,54299

8h 9,111111 9,189111111 6700,545813

9h 11,73737 10,29437374 7506,484796

10h 14,9697 11,77169697 8583,724137

11h 19,24242 19,99242424 14578,14068

12h 23,11111 23,86111111 17399,12231

13h 27,0101 27,76010101 20242,2004

14h 30,10101 30,8510101 22496,0395

15h 32,18182 22,43181818 16356,90586

16h 33,25253 23,85352525 17393,59083

17h 33,11111 33,86111111 24690,95471

18h 31,32323 32,07323232 23387,26346

19h 27,88889 28,63888889 20882,99779

20h 24,45455 20,20354545 14732,08673

21h 21,19192 18,22791919 13291,49317

22h 18,73737 16,94337374 12354,82416

23h 16,88889 16,03088889 11689,4555

24h 15,64646 15,95846465 11636,64496

89

CARGA TÉRMICA PAREDE NORTE (e = 25 cm)

U = 2,03798 W/m²K

A = 74,655 m²


1h 9,090909 9,519909091 1448,410347

2h 8,090909 9,104909091 1385,270007

3h 6,727273 8,209272727 1249,003057

4h 6,363636 8,196636364 1247,080493

5h 5,363636 7,313636364 1112,736107

6h 4,363636 6,079636364 924,9886876

7h 4 5,131 780,6580315

8h 4,636364 4,714363636 717,2687266

9h 4,909091 3,466090909 527,3497771

10h 6,181818 2,983818182 453,9742016

11h 7,181818 7,931818182 1206,789625

12h 8,818182 9,568181818 1455,75482

13h 10,18182 10,93181818 1663,225816

14h 12,18182 12,93181818 1967,51661

15h 13,54545 3,795454545 577,4609382

16h 14,90909 5,510090909 838,3349683

17h 15,63636 16,38636364 2493,109799

18h 16,63636 17,38636364 2645,255196

19h 16 16,75 2548,435398

20h 15,36364 11,11263636 1690,73647

21h 14,36364 11,39963636 1734,402199

22h 12,72727 10,93327273 1663,447119

23h 11,72727 10,86927273 1653,709813

24h 10,09091 10,40290909 1582,754733

90

CARGA TÉRMICA PAREDE NORTE (e = 15 cm)

U = 2,54396 W/m²K

A = 7,8994 m²


1h 9,090909091 9,519909091 191,3097857

2h 8,090909091 9,104909091 182,9700463

3h 6,727272727 8,209272727 164,971555

4h 6,363636364 8,196636364 164,7176177

5h 5,363636364 7,313636364 146,9730637

6h 4,363636364 6,079636364 122,1748988

7h 4 5,131 103,1113324

8h 4,636363636 4,714363636 94,73870899

9h 4,909090909 3,466090909 69,65372281

10h 6,181818182 2,983818182 59,96208698

11h 7,181818182 7,931818182 159,3958957

12h 8,818181818 9,568181818 192,2798627

13h 10,18181818 10,93181818 219,6831686

14h 12,18181818 12,93181818 259,8746838

15h 13,54545455 3,795454545 76,27253462

16h 14,90909091 5,510090909 110,7294514

17h 15,63636364 16,38636364 329,296392

18h 16,63636364 17,38636364 349,3921496

19h 16 16,75 336,6039402

20h 15,36363636 11,11263636 223,3168469

21h 14,36363636 11,39963636 229,0843294

22h 12,72727273 10,93327273 219,7123988

23h 11,72727273 10,86927273 218,4262703

24h 10,09090909 10,40290909 209,0543397

91

CARGA TÉRMICA PAREDE OESTE (e = 25 cm)

U = 2,03798 W/m²K

A= 30,75 m²

Hora CLTD CLTD corrigido q4= UA(CLTD)

1h 14,45455 14,88354545 932,7203149

2h 12,45455 13,46854545 844,0452577

3h 11,09091 12,57290909 787,917621

4h 9,454545 11,28754545 707,3666005

5h 8,090909 10,04090909 629,2425362

6h 7,090909 8,806909091 551,9103661

7h 6,363636 7,494636364 469,6730098

8h 5,363636 5,441636364 341,0158418

9h 5,636364 4,193363636 262,7892301

10h 6,272727 3,074727273 192,6866551

11h 6,909091 7,659090909 479,9790283

12h 7,545455 8,295454545 519,8585915

13h 9,181818 9,931818182 622,4060397

14h 10,45455 11,20454545 702,165166

15h 13,72727 3,977272727 249,2472699

16h 16,36364 6,964636364 436,4590307

17h 20 20,75 1300,358614

18h 23,36364 24,11363636 1511,150591

19h 25,09091 25,84090909 1619,395119

20h 25,18182 20,93081818 1311,690107

21h 23,63636 20,67236364 1295,493307

22h 21,36364 19,56963636 1226,387721

23h 19,09091 18,23290909 1142,61785

24h 17,09091 17,40290909 1090,603506

92

CARGA TÉRMICA PAREDE OESTE (e = 15 cm)

U = 2,54396 W/m²K

A = 10,05 m²


1h 14,45455 14,88354545 380,5246002

2h 12,45455 13,46854545 344,347581

3h 11,09091 12,57290909 321,449027

4h 9,454545 11,28754545 288,5863946

5h 8,090909 10,04090909 256,7138945

6h 7,090909 8,806909091 225,1644657

7h 6,363636 7,494636364 191,613854

8h 5,363636 5,441636364 139,1252177

9h 5,636364 4,193363636 107,210881

10h 6,272727 3,074727273 78,61093109

11h 6,909091 7,659090909 195,8184301

12h 7,545455 8,295454545 212,0882107

13h 9,181818 9,931818182 253,9247892

14h 10,45455 11,20454545 286,4643503

15h 13,72727 3,977272727 101,6861284

16h 16,36364 6,964636364 178,0634511

17h 20 20,75 530,5110585

18h 23,36364 24,11363636 616,50847

19h 25,09091 25,84090909 660,6693029

20h 25,18182 20,93081818 535,1340004

21h 23,63636 20,67236364 528,5261453

22h 21,36364 19,56963636 500,3329398

23h 19,09091 18,23290909 466,1571037

24h 17,09091 17,40290909 444,9366613

93

CARGA TÉRMICA VIDROS (condução)

U = 6,4905 W/m²K

A = 39,36 m²


1h 1 1,429 365,0610283

2h 0 1,014 259,0426051

3h -1 0,482 123,1346506

4h -1 0,833 212,8032446

5h -1 0,95 242,692776

6h -1 0,716 182,9137133

7h -1 0,131 33,46605648

8h 0 0,078 19,92635424

9h 1 -0,443 -113,1714734

10h 2 -1,198 -306,0483638

11h 4 4,75 1213,46388

12h 5 5,75 1468,92996

13h 7 7,75 1979,86212

14h 7 7,75 1979,86212

15h 8 -1,75 -447,06564

16h 8 -1,399 -357,3970459

17h 7 7,75 1979,86212

18h 7 7,75 1979,86212

19h 6 6,75 1724,39604

20h 4 -0,251 -64,12198608

21h 3 0,036 9,19677888

22h 2 0,206 52,62601248

23h 2 1,142 291,7422634

24h 1 1,312 335,171497

94

CARGA TÉRMICA VIDROS NORTE (insolação)

SC = 1

A = 36 m²

Hora SCL q7 = A(SC)(SCL)

1h 25,4025 914,49

2h 26,715 961,74

3h 23,485 845,46

4h 18,9425 681,93

5h 18,9425 681,93

6h 48,3475 1740,51

7h 93,7725 3375,81

8h 93,7725 3375,81

9h 89,3975 3218,31

10h 94,545 3403,62

11h 101,005 3636,18

12h 107,0275 3852,99

13h 105,715 3805,74

14h 107,0275 3852,99

15h 108,34 3900,24

16h 115,945 4174,02

17h 128,26 4617,36

18h 92,0875 3315,15

19h 53,5975 1929,51

20h 48,8875 1759,95

21h 42,4275 1527,39

22h 39,1975 1411,11

23h 31,425 1131,3

24h 28,6325 1030,77

95

CARGA TÉRMICA VIDROS OESTE (insolação)

SC = 1

A = 3,36 m²

Hora SCL q8 = A(SC)(SCL)

1h 69,915 234,9144

2h 63,8925 214,6788

3h 58,745 197,3832

4h 52,285 175,6776

5h 44,5125 149,562

6h 48,3475 162,4476

7h 66,685 224,0616

8h 79,605 267,4728

9h 89,7325 301,5012

10h 99,86 335,5296

11h 107,6325 361,6452

12h 115,405 387,7608

13h 167,69 563,4384

14h 265,6325 892,5252

15h 354,3225 1190,5236

16h 411,15 1381,464

17h 404,5875 1359,414

18h 253,68 852,3648

19h 148,375 498,54

20h 127,3475 427,8876

21h 109,7175 368,6508

22h 97,235 326,7096

23h 88,8575 298,5612

24h 79,605 267,4728

96

CARGA TÉRMICA DE PARTIÇÕES SUL

U = 2,03798 W/m²K

A = 82,9427 m²

Hora Δt q9 = UAΔt

1h 0 0

2h 0 0

3h 0 0

4h 0 0

5h 0 0

6h 0 0

7h 0 0

8h 0 0

9h 0 0

10h 0 0

11h 5,937 1003,56414

12h 7,809 1319,99872

13h 9,213 1557,32465

14h 10,149 1715,54194

15h 0 0

16h 0 0

17h 9,33 1577,10181

18h 8,043 1359,55304

19h 7,692 1300,22156

20h 0 0

21h 0 0

22h 0 0

23h 0 0

24h 0 0

97

CARGA TÉRMICA DE PARTIÇÕES LESTE

U = 2,54396 W/m²K

A = 34,602928 m²

Hora Δt q10 = UAΔt

1h 0 0

2h 0 0

3h 0 0

4h 0 0

5h 0 0

6h 0 0

7h 0 0

8h 0 0

9h 0 0

10h 0 0

11h 5,937 522,624995

12h 7,809 687,414281

13h 9,213 811,0062454

14h 10,149 893,4008884

15h 0 0

16h 0 0

17h 9,33 821,3055758

18h 8,043 708,0129417

19h 7,692 677,1149506

20h 0 0

21h 0 0

22h 0 0

23h 0 0

24h 0 0

98

CARGA TÉRMICA DE PESSOAS

CLF = 1

Hora N (máx. = 288) SHGp LHGp q11 = N (SHGp*CLF + LHGp)

1h 0 80 80 0

2h 0 80 80 0

3h 0 80 80 0

4h 0 80 80 0

5h 0 80 80 0

6h 0 80 80 0

7h 0 80 80 0

8h 0 80 80 0

9h 0 80 80 0

10h 0 80 80 0

11h 24 80 80 3840

12h 144 80 80 23040

13h 288 80 80 46080

14h 144 80 80 23040

15h 0 80 80 0

16h 0 80 80 0

17h 24 80 80 3840

18h 90 80 80 14400

19h 160 80 80 25600

20h 0 80 80 0

21h 0 80 80 0

22h 0 80 80 0

23h 0 80 80 0

24h 0 80 80 0

99

CARGA TÉRMICA DE ILUMINAÇÃO

W = 30W CLF = 1

Hora N Ful Fsa q12 = N (W*Ful*Fsa*CLF)

1h 0 1 1,25 0

2h 0 1 1,25 0

3h 0 1 1,25 0

4h 0 1 1,25 0

5h 0 1 1,25 0

6h 0 1 1,25 0

7h 0 1 1,25 0

8h 0 1 1,25 0

9h 0 1 1,25 0

10h 0 1 1,25 0

11h 44 1 1,25 1650

12h 44 1 1,25 1650

13h 44 1 1,25 1650

14h 44 1 1,25 1650

15h 0 1 1,25 0

16h 0 1 1,25 0

17h 44 1 1,25 1650

18h 44 1 1,25 1650

19h 44 1 1,25 1650

20h 0 1 1,25 0

21h 0 1 1,25 0

22h 0 1 1,25 0

23h 0 1 1,25 0

24h 0 1 1,25 0

100

CARGA TÉRMICA AQUECEDOR DE ALIMENTOS

N = 2

Hora HG/m³ de banho Volume (m³) q13 = N*HG*V

1h 0 0,242 0

2h 0 0,242 0

3h 0 0,242 0

4h 0 0,242 0

5h 0 0,242 0

6h 0 0,242 0

7h 0 0,242 0

8h 0 0,242 0

9h 0 0,242 0

10h 0 0,242 0

11h 18760 0,242 9079,84

12h 18760 0,242 9079,84

13h 18760 0,242 9079,84

14h 18760 0,242 9079,84

15h 0 0,242 0

16h 0 0,242 0

17h 18760 0,242 9079,84

18h 18760 0,242 9079,84

19h 18760 0,242 9079,84

20h 0 0,242 0

21h 0 0,242 0

22h 0 0,242 0

23h 0 0,242 0

24h 0 0,242 0

101

VAZÃO PROVENIENTE DE VETILAÇÃO E INFILTRAÇÃO

V (m/s) = 8 Cs = 0,000145

AL (cm²) = 17,68 Cw = 0,000319

Hora N (máx. = 288) Qvent. (l/s) Δt Qinf. (l/s) Q (l/s)

1h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

2h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

3h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

4h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

5h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

6h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

7h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

8h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

9h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

10h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

11h 24 342,3 5,937 0,001032861 342,301

12h 144 798,3 7,809 0,001073149 798,3011

13h 288 1345,5 9,213 0,001102399 1345,501

14h 144 798,3 10,149 0,001121476 798,3011

15h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

16h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

17h 24 342,3 9,33 0,001104802 342,3011

18h 90 593,1 8,043 0,001078079 593,1011

19h 160 859,1 7,692 0,001070675 859,1011

20h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

21h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

22h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

23h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

24h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009

102

CARGA TÉRMICA DE INFILTRAÇÃO E VENTILAÇÃO

w = 19,3 g/kg de ar seco Φ = 65%

Hora Tr TBS(h) ΔH q14 = 1.2*Q*ΔH

1h 23,821 23,821 0 0

2h 23,236 23,236 0 0

3h 22,768 22,768 0 0

4h 22,417 22,417 0 0

5h 22,3 22,3 0 0

6h 22,534 22,534 0 0

7h 23,119 23,119 0 0

8h 24,172 24,172 0 0

9h 25,693 25,693 0 0

10h 27,448 27,448 0 0

11h 23,5 29,437 22,268 9146,83128

12h 23,5 31,309 24,216 23197,99054

13h 23,5 32,713 25,678 41459,73277

14h 23,5 33,649 26,652 25531,58579

15h 34 34 0 0

16h 33,649 33,649 0 0

17h 23,5 32,83 25,799 10597,23144

18h 23,5 31,543 24,46 17408,70284

19h 23,5 31,192 24,095 24840,04836

20h 28,501 28,501 0 0

21h 27,214 27,214 0 0

22h 26,044 26,044 0 0

23h 25,108 25,108 0 0

24h 23,938 23,938 0 0

103

APÊNDICE C — Desenhos

Nas próximas páginas serão mostrados os desenhos da casa de máquinas, laje

técnica e um corte. Segue abaixo uma legenda para a leitura dos desenhos.

ITEM QTDE. DESCRIÇÃO

1 2 Unidade evaporadora – EcoSplit 20TR MOD. REF.: 40VX20 FABRICANTE: Springer Carrier

2 4 Unidade condensadora – EcoSplit MOD. REF.: 38EX_10 FABRICANTE: Springer Carrier

3 2 Veneziana para tomada de ar externo (900 x 600 mm) MOD. REF.: TAE 900x600 FABRICANTE: Tropical

4 3 Grelha de retorno de ar (500 x 200 mm) MOD. REF.: RHN 500x200 FABRICANTE: Tropical

5 20 Difusor de ar ( ” x ”) MOD. REF.: DI-1 ” x ” FABRICANTE: Tropical

6 2 Duto giroval 609 x 200 mm (20 metros)

MOD. REF.: Duto giroval 609 x 200 (∅ = 365 mm) FABRICANTE: Refrin

7 2 Ponto de força – Splitão EcoSplit 20TR 18 kW – 220V/1F/60Hz

609 x 200 mm

609 x 200 mm

(242.2)

(242.2)

(242.2)

(2

42

2)

(1

93

7.5

)(1

93

7.5

)

3 x (3

23

)

UE

-1

UE

-2

5

1

3

4

2800

6326

6

7

(2

42

2)

1574

600

4

4

6

5

5

5

1

3

(242.2)

7

ENGENHARIA MECANICA


LEONARDO DE QUEIROZ MOREIRA

PROJETO FINAL

DE CURSO

DATA:25 de junho de

2014

ESCALA:indicada

(valores em mm)

AUTOR DO PROJETO: ORIENTADOR:

CONTEÚDO:

Casa de máquinas

1 CASA DE MÁQUINASESC.: 1:50

PR

OD

UC

ED

B

Y A

N A

UT

OD

ES

K E

DU

CA

TIO

NA

L P

RO

DU

CT

PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCTP

RO

DU

CE

D B

Y A

N A

UT

OD

ES

K E

DU

CA

TIO

NA

L P

RO

DU

CT

PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT

Calço

200 x 609 mm

1

6

5

(1937.5)

3x (323)

3

4

2

Calço

1000

UC

-2

A

UC

-2

B

UC

-1

A

UC

-1

B

2

1000

600

300

2 2 2

ENGENHARIA MECANICA


LEONARDO DE QUEIROZ MOREIRA

PROJETO FINAL

DE CURSO

DATA:25 de junho de

2014

ESCALA:indicada

(valores em mm)

AUTOR DO PROJETO: ORIENTADOR:

CONTEÚDO:

Corte A-A eLaje técnica

2 CORTE A-AESC.: 1:40

3 LAJE TÉCNICAESC.: 1:50

PR

OD

UC

ED

B

Y A

N A

UT

OD

ES

K E

DU

CA

TIO

NA

L P

RO

DU

CT

PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCTP

RO

DU

CE

D B

Y A

N A

UT

OD

ES

K E

DU

CA

TIO

NA

L P

RO

DU

CT

PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT

Projeto do sistema de ar condicionado do

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