anÁlise de tÉcnicas para reduÇÃo do consumo de energia em sistemas de ... · 2020. 3. 10. ·...
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FERNANDO SAYOLS MARCHIORO
ANÁLISE DE TÉCNICAS PARA REDUÇÃO DO
CONSUMO DE ENERGIA EM SISTEMAS DE
REFRIGERAÇÃO PARA SUPERMERCADOS
CURITIBA
2004
Dissertação apresentada ao Programa de Pós-
Graduação em Engenharia Mecânica da Pontifícia
Universidade Católica do Paraná como requisito
parcial para obtenção do título de Mestre em
Engenharia Mecânica
FERNANDO SAYOLS MARCHIORO
ANÁLISE DE TÉCNICAS PARA REDUÇÃO DO
CONSUMO DE ENERGIA EM SISTEMAS DE
REFRIGERAÇÃO PARA SUPERMERCADOS
CURITIBA
2004
Dissertação apresentada ao Programa de Pós-
Graduação em Engenharia Mecânica da
Pontifícia Universidade Católica do Paraná como
requisito parcial para obtenção do título de
Mestre em Engenharia Mecânica.
Área de Concentração: Térmica e Fluidos
Orientador: Prof. Dr. Nathan Mendes
Marchioro, Fernando Sayols M317a Análise de técnicas de redução de consumo de energia em sistemas 2004 de refrigeração para supermercados / Fernando Sayols Marchioro ; orientador, Nathan Mendes. -- 2004. xvi, 144 f. : il. ; 30 cm Dissertação (mestrado) -- Pontifícia Universidade Católica do Paraná, Curitiba, 2004 Inclui bibliografia 1. Energia elétrica – Consumo. 2. Refrigeração. 3. Supermercados. I. Mendes, Nathan. II. Pontifícia Universidade Católica do Paraná. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica. III. Título.
CDD 21. ed. -- 621.3
“A única coisa que agora posso fazer é manter até o fim sereno e claro o meu
entendimento”. (O Processo-1925)
Franz Kafka (1883-1924)
AGRADECIMENTOS
Agradeço ao professor Nathan Mendes por nunca ter desistido de minha
dissertação, até mesmo quando eu tinha dúvidas se a mesma seria concluída.
Agradeço aos professores Gérson dos Santos e Ricardo B. Amaral pelo
apoio e incentivo durante todo o curso.
Agradeço a Plotter Engenharia S/C Ltda, em especial ao Marcelo Merolli,
pelas horas que me dispensaram do trabalho e pela ajuda no custeio do curso.
Agradeço também a todos os colegas de trabalho que me auxiliaram todos estes
anos.
Agradeço a todos os professores e colegas que me auxiliaram no curso, e,
principalmente, ao coordenador João Elias Abdalla Filho, pela ajuda que me permitiu
concluir este mestrado.
Em especial, agradeço aos meus pais, Arnaldo e Maria Rosa, pelo amor,
carinho, companheirismo e auxílio dispensado durante toda a minha vida.
E a minha esposa Renata, por tudo de maravilhoso que trouxe a minha
vida e por todo incentivo dispensado, sem ela esta dissertação não estaria
concluída.
E o meu maior agradecimento é para a minha filha Luísa, cujo nascimento
mostrou-me uma nova perspectiva da vida, uma nova realidade e um novo ânimo
para dar seqüência aos meus projetos.
i
SUMÁRIO
Lista de Figuras vi
Lista de Tabelas x
Lista de Símbolos xiii
Resumo xv
Abstract xvi
Cap. 1 Introdução 1
1.1 – O setor supermercadista 1
1.2 – Aspectos de economia de energia em supermercados 3
1.2.1 – A crise energética 4
1.2.2 – Perfil do setor supermercadista 5
1.3 – A refrigeração comercial 7
1.3.1 – Composição do sistema de frio alimentar 7
1.4 – Objeto de estudo 11
Cap. 2 Revisão bibliográfica 14
2.1 – Introdução 14
2.2 - Estudos sobre economia de energia em supermercados 15
2.2.1 - Estudos sobre os expositores frigoríficos 15
2.2.2 – Estudos sobre o sistema de compressão 20
ii
Cap. 3 Fundamentação teórica 24
3.1 – Sistemas de refrigeração em supermercados e
suas variações 24
3.1.1 – Unidades condensadoras inividuais 24
3.1.2 – Sistemas de compressores em paralelo 26
3.2 – Análise o ciclo de refrigeração básico 31
3.3 – Dimensionamento dos compressores 33
3.3.1 – Controle de superaquecimento do
gás refrigerante nos compressores 36
3.4 – Dimensionamento dos condensadores 37
3.5 – Bombeamento de líquido refrigerante 39
3.5.1 – Descrição básica 39
3.5.2 – Controle de capacidade de condensação 42
3.5.3 – Sistemas com pressão de condensação
flutuante 46
3.6 – Resfriamento evaporativo 48
3.7 – Climatologia na refrigeração comercial 52
3.7.1 – O método das temperaturas BIN 53
3.7.2 – Ano climático de referência (TRY) 54
Cap. 4 Metodologia 56
4.1 – Descrição da instalação analisada 56
4.1.1 – Sistema de média temperatura 56
4.1.2 - Ambientes refrigerados de média temperatura 58
4.1.3 - Sistema de baixa temperatura 59
4.1.4 - Ambientes refrigerados de baixa temperatura 61
iii
4.1.5 - Controle dos sistemas de refrigeração 61
4.1.6 – Descrição do sistema de aquisição de dados 63
4.2 - Proposta de sistema de refrigeração 65
4.3 - Dados climáticos de Curitiba 66
4.3.1 - Temperaturas de bulbo seco 67
4.3.2 - Temperaturas de bulbo úmido 68
4.4 - Resfriamento evaporativo e a condensação a ar 69
4.4.1 - Dimensionamento do resfriador evaporativo 72
4.5 - Dimensionamento das bombas de pressurização
de líquido refrigerante 74
4.6 – Descrição do equipamento proposto 76
4.6.1 - Sistema de bombeamento de líq uido – instalação básica 78
Cap. 5 Resultados 80
5.1 - Desempenho dos compressores em variadas
pressões de condensação 80
5.2 - Análise da temperatura de condensação 82
5.2.1 - Folga de capacidade frigorífica 83
5.2.2 - Capacidade dos condensadores a ar 85
5.2.3 - Temperatura ambiente 86
5.3 - Simulação de desempenho do sistema de condensação 88
5.4 - Comportamento global do sistema proposto 94
5.4.1 - Consumo de energia estimado atual 95
5.4.2 - Consumo de energia estimado com
bombeamento de líquido refrigerante (LRP) 97
iv
5.4.3 - Consumo de energia estimado com
bombeamento de líquido refrigerante e
pré-resfriamento de condensação 100
5.5 - Consumo de energia global dos sistemas de refrigeração 102
5.6 - Consumo de água pelo resfriador evaporativo 103
Cap. 6 Análise dos resultados 107
6.1 - Custos de energia elétrica 107
6.1.1 - Análise dos custos de energia 109
6.1.2 - Custo de energia teórico – sistema atual 110
6.1.3 - Custo de energia teórico – sistema com
bombeamento de líquido e pressão
de condensação flutuante 110
6.1.4 - Custo de energia teórico – sistema com
bombeamento de líquido, pressão de
condensação flutuante e pré-resfriamento
evaporativo de condensação 111
6.1.5 - Análise dos custos de energia anuais 112
6.2 - Análise dos pontos de consumo de energia 113
6.2.1 - Consumo de energia dos condensadores 114
6.3 - Consumo de água no resfriador evaporativo 114
6.4 - Redução geral de custo do sistema proposto 115
Cap. 7 Conclusões e sugestões de trabalhos complementares 116
7.1 – Aplicabilidade da solução proposta 116
v
7.1.1 - Custo de implantação dos sistemas de
bombeamento de líquido refrigerante e do
sistema de pré-resfriamento evaporativo
da condensação. 117
7.1.2 – Retorno do investimento 118
7.2 - Sugestões de estudos complementares 120
7.3 – Conclusão final 122
Referências Bibliográficas 124
Apêndice A – Leiaute da instalação estudada 128
Apêndice B – Gráficos de desempenho do sistema 129
Apêndice C – Curvas de dimensionamento das
bombas hidráulicas Hy Save 144
vi
LISTA DE FIGURAS
1.1 Perfil de consumo de energia em supermercados 3
1.2 Perfil de consumo de energia em supermercados
sem sistema de climatização 4
3.1 Fluxograma unidade condensadora (Racks
Refrigeração Ltda) 25
3.2 Fluxograma de sistema com compressores
em paralelo (Racks Refrigeração Ltda) 28
3.3 Equipamento com compressores em paralelo
(Racks Refrigeração Ltda.) 28
3.4 Sistema de refrigeração com sub-resfriamento de líquido
no sistema de baixa temperatura proporcionado pelo
sistema de média temperatura. (Racks
Refrigeração Ltda). 30
3.5 Representação esquemática do ciclo de refrigeração
com expansão direta, simples estágio 31
3.6 Diagrama pressão-entalpia para gás HCFC 22,
representação do ciclo de compressão ideal
(em vermelho) e do ciclo real (software Coolpack) 35
3.7 Diagrama pressão-entalpia para gás refrigerante
HCFC 22, representação do ciclo de refrigeração de
expansão direta ideal (em vermelho) e o ciclo ideal.
(software Coolpack) 38
vii
3.8 Diagrama pressão-entalpia para gás refrigerante
HCFC 22 - sistema de refrigeração de expansão
direta, simples estágio, com bombeamento de
líquido (software Coolpack) 41
3.9 Variação da capacidade frigorífica, calor a rejeitar
e corrente elétrica em função da pressão de
condensação (software Wbitzer 4.01) 48
3.10 Rendimento do resfriador evaporativo
(Ashrae Handbook – Fundamentals, 1989) 50
3.11 Carta psicrométrica de Curitiba (Laboratório de Sistemas
Térmicos – PUC-PR) 52
3.12 Carta bioclimática com TRY de Curitiba (Goulart, 1998) 55
4.1 Curvas de pressão de condensação e de sucção -
sistema de resfriados (sistema de aquisição de
dados da instalação) 63
4.2 Eficiência dos painéis Celdek (www.munters.com.br) 73
4.3 Perda de pressão nos painéis Celdek (www.munters.com.br) 74
4.4 Máquina carenada completa com pré-resfriador
de ar na condensação 78
4.5 Instalação básica da bomba hidráulica de
pressurização de líquido (www.hysave.com) 79
5.1 Capacidades de evaporação e condensação do sistema
de média temperatura em relação à carga térmica
da instalação (Wbitzer 4.01) 81
5.2 Capacidades de evaporação e condensação do sistema
de baixa temperatura em relação à carga térmica
viii
da instalação (Wbitzer 4.01) 81
5.3 Temperaturas de bulbo seco anuais para Curitiba
(LST/PUC-PR) 87
5.4 Temperaturas de condensação teóricas 89
5.5 Diferenciais teóricos de temperatura de condensação 91
5.6 Percentual de tempo de funcionamento
dos ventiladores do condensador 92
5.7 Comparativo teórico de consumo de energia
no sistema de condensação 93
5.8 Comparativo entre o calor a ser rejeitado nos sistemas
convencional e com pressão flutuante de condensação 94
5.9 Consumo de energia atual estimado para o
sistema de resfriados 96
5.10 Consumo de energia atual estimado para o
sistema de congelados 97
5.11 Consumo de energia estimado com bombeamento
de líquido refrigerante e pressão de condensação
flutuante - sistema de resfriados 98
5.12 Consumo de energia estimado com bombeamento
de líquido e pressão de condensação flutuante
– sistema de congelados 99
5.13 Consumo de energia estimado com pré-resfriamento
de condensação, bombeamento de líquido refrigerante e
pressão de condensação flutuante – sistema de resfriados 100
5.14 Consumo de energia estimado com pré-resfriamento
de condensação, bombeamento de líquido e pressão
de condensação flutuante – sistema de congelados 101
ix
5.15 Comparativo de consumo de energia entre os
sistemas de refrigeração 102
x
LISTA DE TABELAS
1.1 Dados do setor supermercadista (www.abrasnet.com.br) 1
1.2 Ambientes refrigerados típicos em supermercados,
configuração básica. (Plotter Engenharia S/C Ltda) 9
2.1 Efeito da temperatura e umidade relativa na
quantidade de água acumulada após 8 horas de
operação (Tassou e Data, 1999) 16
2.2 Divisão de cargas térmicas para condição de teste
25°C/60% UR (Rigo, 1990) 17
2.3 Estudo de caso de DOE – Fort Drum, NY (www.pnl.gov/fta) 23
3.1 Influência do superaquecimento nos compressores
semi-herméticos (software Wbitzer 4.01) 37
3.2 Capacidade das válvulas de expansão termostáticas
modelo TX / TEX ( www.danfoss.com) 43
3.3 Pressão de saturação para gás refrigerante HCFC 22
(software Solkane) 45
4.1 Dimensionamento dos compressores – sistema de média
temperatura (software Wbitzer 4.01) 57
4.2 Capacidades do condensador Profroid C4AH 4MD4
(Catálogo Profroid) 58
4.3 Ambientes do sistema de média temperatura 58
xi
4.4 Dimensionamento dos compressores – sistema de baixa
temperatura (software Wbitzer 4.01) 60
4.5 Capacidades do condensador Profroid C5AH 2MS4
(Catálogo Profroid) 60
4.6 Ambientes do sistema de baixa temperatura 61
4.7 Entradas e saídas digitais e analógicas do controlador
mic 300 SRB (Microblau) 64
4.8 Temperaturas usuais de projeto para condensadores
a ar (Rakcs Refrigeração Ltda) 70
4.9 Dimensionamento das bombas de pressurização de líquido
(Software WBitzer 4.01 e www.hysave.com) 76
5.1 Tempo de funcionamento dos compressores do sistema
de resfriados 84
5.2 Tempo de funcionamento dos compressores do sistema
de congelados 85
5.3 Ganho em diferencial de temperatura devido ao
resfriamento evaporativo 88
5.4 Dimensionamento da temperatura de entrada de ar nos
condensadores (LST/PUC-PR) 104
5.5 Consumo de água no resfriador do condensador a ar
do sistema de resfriados 105
5.6 Consumo de água no resfriador do condensador a ar
do sistema de congelados 106
6.1 Tarifas de energia (www.copel.com.br) 108
6.2 Custo de energia teórico atual do sistema de refrigeração 110
xii
6.3 Custo de energia teórico com bombeamento de líquido
e pressão de condensação flutuante 110
6.4 Custo de energia teórico com bombeamento de líquido,
pressão de condensação flutuante e pré-resfriamento
evaporativo de condensação 111
6.5 Comparativo dos custos anuais teóricos de energia 111
6.6 Comparativo dos consumos anuais teóricos de energia 112
6.7 Comparativo de cargas elétricas 113
7.1 Custos de instalação dos sistemas de bombeamento
de líquido e de p ré-resfriamento de ar dos condensadores 117
7.2 Análise de retorno financeiro para a instalação do
sistema proposto 119
xiii
LISTA DE SÍMBOLOS
A Área [m²]
Aw Área total das paredes do ambiente [m²]
Ag Série uniforme de valores [-]
ec Eficiência do resfriador evaporativo [-]
Fc-w Fator de incidência entre o expositor e as
paredes do ambiente [-]
F Valor futuro [-]
1h Entalpia do líquido sub-resfriado na entrada
do evaporador [kJ/kg]
'1h Entalpia do gás superaquecido na sucção
do compressor [kJ/kg]
'2h Entalpia do gás superaquecido na entrada
do condensador [kJ/kg]
3h Entalpia do gás sub-resfriado na saída
do condensador [kJ/kg]
4h Entalpia do gás superaquecido na saída
do evaporador [kJ/kg]
i Taxa de inflação [%] •
m Fluxo de massa de gás refrigerante [kg/s]
n Tempo de análise [anos]
P Valor presente [-] •
OQ Efeito útil de refrigeração nos evaporadores [W] •
OcQ Capacidade necessária no condensador [W] •
OtQ Efeito global de refrigeração [W]
xiv
Qrad Transferência de calor por radiação [W]
Qrcortina Transferência de calor por radiação entre as
paredes do ambiente e a cortina noturna [W]
Tamb Temperatura ambiente [°C]
Tcond Temperatura de condensação [°C]
Tcortina Temperatura externa da cortina noturna [°C]
Tev Temperatura de evaporação [°C]
Tc Temperatura da face interna das paredes do
expositor [°C]
Tw Temperatura da face da parede do ambiente [°C]
t1 Temperatura de bulbo seco na entrada do ar [°C]
t2 Temperatura de bulbo seco na saída do ar [°C]
t’ Temperatura de bulbo úmido na entrada do ar [°C]
?Tsh Superaquecimento total nos compressores [K]
?tshutil Superaquecimento útil nos evaporadores [K]
U Coeficiente global de transferência de calor [W/m²K]
Letras Gregas
ξ Emissividade da cortina noturna [-]
ξw Emissividade das paredes do ambiente [-]
σ Constante de Stefan-Boltzmann [kJ/m²hK4]
∆ Diferencial [-]
xv
RESUMO
Esta dissertação tem por objetivo propor um novo conceito de instalação
para sistemas frigoríficos de supermercados que atenda às especificações de
funcionamento necessárias e, ao mesmo tempo, propicie um melhor desempenho
energético, reduzindo o consumo de energia elétrica.
Para se alcançar os objetivos iniciais, optou-se pela utilização de técnicas
já conhecidas: o bombeamento de líquido refrigerante e o pré-resfriamento
evaporativo instalado em conjunto ao sistema de condensação. A combinação
destas técnicas configura, até onde pesquisado por este autor, um sistema inédito, e
que permite, para as condições climáticas brasileiras, que o sistema de refrigeração
opere um maior tempo com baixas pressões de condensação, incrementando assim
seu desempenho.
O foco do estudo sobre as instalações frigoríficas de supermercados é
justificado por ser este um dos mais importantes setores da economia brasileira, e
ainda uma área da refrigeração que possui poucos trabalhos de pesquisa realizados
no Brasil.
O estudo teórico realizado sobre dados reais levantados em uma loja de
supermercado localizada na cidade de Curitiba apontou um potencial de redução de
consumo de energia de 16,9%, e um prazo de retorno de investimento inicial inferior
a dois anos, demonstrando assim que a utilização das técnicas combinadas
propostas tem aplicação prática.
xvi
ABSTRACT
This work proposes a new concept for commercial refrigeration systems
that attends all off-design specifications and, at same time, provides a better
performance, reducing energy consumption.
In order to reach that goal, this work studied two well-known technical
solutions: the refrigerant liquid pumping and an evaporative cooling system installed
at the air condenser. The combination of those solutions configures a novel system,
allowing, for typical Brazilian climate conditions, that the refrigeration machine runs at
low condensing pressures, increasing the overall system performance.
This theoretical study, carried out using real data obtained from acquisition
system installed for a supermarket store located in Curitiba, has shown an energy
consumption reduction potential of 16,9% and a pay-back period shorter than 2
years, revealing that the combination of the proposed techniques can be put into
practice.
The focus of this work on commercial refrigeration is justified once
supermarkets is one of the most important sector of Brazilian economy, with a lack of
research works in this country.
1
I – INTRODUÇÃO
1.1 O SETOR SUPERMERCADISTA
O setor supermercadista é um dos mais importantes setores da economia
brasileira, respondendo por cerca de 6,2% do Produto Interno Bruto (PIB), segundo
dados da Associação Brasileira de Supermercados, ABRAS. Este setor é composto
por todos os estabelecimentos comerciais com tipo de venda de auto-serviço, de
produtos para uso domiciliar (alimentos, e utilidades domésticas), tais como as lojas
de conveniência instaladas em postos de gasolina e farmácias, os supermercados
de pequeno e médio porte e os grandes hipermercados, alguns com até 18.000 m²
de área de venda. Ao todo, conforme a Tabela 1.1, segundo estatísticas da ABRAS
referentes ao ano de 2001, são 69.396 pontos de venda, com 15,3 milhões de
metros quadrados de área de venda e mais de 700.000 empregos diretos. Segundo
a mesma entidade, no ano de 1997 o setor possuía 47.787 pontos de venda,
portanto houve um crescimento de 58,6% no número de lojas. TABELA 1.1. DADOS DO SETOR SUPERMERCADISTA (FONTE: SITE WWW.ABRASNET.COM.BR-ABRAS-
ASSOCIAÇÃO BRASILEIRA DE SUPERMERCADOS)
ANO 1996 1997 1998 1999 2000 2001
Nº. LOJAS (Total Auto-Serviço - Censo Nielsen)
43.763 47.787 51.502 55.313 61.259 69.396
FATURAMENTO ANUAL (em R$ bilhões nominais)
46,8 50,4 55,5 60,1 67,6 72,5
FATURAMENTO ANUAL (em bilhões a preços de 2000)
64,0 66,4 66,3 70,3 68,4 67,6
PARTICIPAÇÃO (% do faturamento sobre o PIB)
6,2 6,0 6,1 6,0 6,2 6,2
EMPREGOS DIRE TOS 625.000 655.000 666.752 670.086 701.622 710.743
ÁREA VENDAS (m² milhões)
n.d. 12,0 12,7 13,1 14,3 15,3
Nº CAIXAS n.d 123.170 125.867 135.914 143.705 156.022
2
Os números comprovam a importância do setor supermercadista na economia
brasileira, e também provam que este é um dos poucos setores que estão em
expansão, apesar de seu faturamento real ter-se mantido estável nos últimos anos.
Por ser uma área ligada ao consumo básico da população e extremamente
competitivo, é um dos setores da economia que menos sofre com as variações do
mercado como um todo. Pela competitividade existente, as grandes redes de
supermercados são obrigadas a investir constantemente em novas lojas e
remodelações de lojas antigas, procurando sempre melhorar o atendimento ao
consumidor e dar um aspecto de modernidade às suas instalações.
Também graças à competitividade, as novas lojas buscam diminuir seus
custos de operação, tanto no investimento inicial como em novas tecnologias
operacionais. Neste ponto, os recentes aumentos do custo da energia elétrica
também estão incentivando as redes supermercadistas a prestar maior atenção no
projeto de novas lojas a equipamentos energeticamente mais desenvolvidos, que
atendam às necessidades da loja, porém com menor consumo de energia, uma vez
que este passou a ser um item importante na composição do preço de venda de
seus produtos. Muito embora esta seja uma tendência recente, provavelmente nos
próximos anos irá se intensificar, uma vez que nos mercados mais evoluídos, onde o
custo da energia elétrica sempre foi maior do que no mercado brasileiro, este fator já
é considerado como um dos mais importantes num projeto de loja de supermercado
há algumas décadas.
Sendo um dos setores de maior participação no PIB brasileiro é de se
estranhar que existam tão poucos estudos nacionais a respeito das características
deste segmento, em particular se for abordado o consumo de energia no sistema de
refrigeração.
O objeto deste estudo é demonstrar que o uso de técnicas combinadas de
geração de frio alimentar, já utilizadas no exterior há alguns anos, podem ser
adaptadas e aplicadas no mercado brasileiro, com possibilidade obter-se melhor
3
desempenho frigorífico com menor consumo de energia.
1.2 ASPECTOS DE ECONOMIA DE ENERGIA EM SUPERMERCADOS
Os supermercados possuem três grandes grupos consumidores de energia
elétrica em sua configuração, a saber: iluminação, a climatização e o sistema de frio
alimentar. Destes três elementos, a climatização pode ser considerada como
variável, devido a nem todas as lojas possuírem este sistema. A iluminação e o frio
alimentar são imprescindíveis e estão em funcionamento por praticamente todo o
dia.
Numa loja composta por todos os elementos citados, a matriz energética
pode ser explicitada conforme a Figura 1.1, segundo consultas feitas ao setor.
0%
10%
20%
30%
40%
50%
IluminaçãoFrio AlimentarClimatizaçãoOutros
FIGURA 1.1 PERFIL DE CONSUMO DE ENERGIA EM UM SUPERMERCADO
Já nas lojas que não possuem o sistema de climatização, a configuração
média do consumo de energia elétrica pode ser representada conforme a Figura 1.2.
4
0%
10%
20%
30%
40%
50%
60%
70%
Iluminação
Frio Alimentar
Outros
FIGURA 1.2 PERFIL DE CONSUMO DE ENERGIA EM SUPERMERCADO SEM SISTEMA DE CLIMATIZAÇÃO
Analisando-se os dados médios informados acima, nota-se a importância
do sistema de frio alimentar no consumo de energia em uma loja de supermercado.
Além de tratar-se de um sistema vital para a operação da loja também é o sistema
de maior consumo de energia dentro do edifício.
1.2.1 A CRISE ENERGÉTICA
Nos últimos anos a energia elétrica tem sido ofertada ao consumidor por
um custo cada vez mais alto. Além dos problemas de geração de energia ocorridos
em 2001, após o advento da privatização das distribuidoras de energia o custo do
kWh tem sido constantemente aumentado para recuperar a defasagem que havia
quando o sistema era exclusivamente estatal. No intuito de recuperar o poder de
investimento, a energia praticamente dobrou de preço nos últimos dois anos, e tende
a aumentar ainda mais. Se for comparado com o custo praticado nos países
industrializados (principalmente da Europa e dos Estados Unidos), energia elétrica
no Brasil ainda é barata. Porém, com o crescimento planejado para o Brasil nos
próximos anos (exigindo maiores investimentos na área de geração de energia), esta
defasagem de custo tende a diminuir.
Se antes a indústria, comércio e mesmo o consumidor comum não se
importavam com o custo da energia elétrica, atualmente este quadro mudou. Com o
racionamento de energia ocorrido no ano de 2001, a indústria e o comércio
5
deparam-se com a necessidade de economizar energia e utilizar-se de maneira mais
racional os equipamentos elétricos que possui, mas como economizar energia se
esta é fundamental à produção ou venda de produtos?
A primeira ação foi exatamente racionalizar a utilização destes
equipamentos, onde isto foi possível. A segunda ação estudar foi como se obter a
mesma produção com equipamentos que consumam menos energia do que os
atualmente utilizados. Esta segunda ação contrapõe-se com a incapacidade de
investimento da maioria dos setores para a aquisição de equipamentos mais
modernos. O próprio governo pouco auxiliou os setores produtivos com linhas de
crédito para este tipo de aquisição. Logo, mesmo nos projetos novos, a
incapacidade de maiores investimentos iniciais nas obras levou as empresas a
manter o padrão de instalação, ou a buscar alternativas baratas para economia de
energia, porém sem grandes avanços.
1.2.2 PERFIL DO SETOR SUPERMERCADISTA
O setor de vendas de alimentos é um dos ramos da economia mais
competitivos, com fortes redes concorrendo arduamente por clientes e pela liderança
do mercado. As maiores redes do Brasil possuem capital estrangeiro em suas
composições acionárias (das cinco maiores empresas do setor somente a Casa
Sendas, que atua no Rio de Janeiro, é a única totalmente nacional), e trouxeram
também a tecnologia utilizada no exterior para a instalação de suas lojas. Os
projetos de suas lojas, incluindo aí a tecnologia de refrigeração, são cópias
adaptadas para a nossa realidade do que seus controladores adotam como padrão
no exterior. Um bom exemplo disto ocorreu na extinta rede supermercadista Sé, de
São Paulo, que, após ser adquirida pelo grupo português Jerônimo Martins, passou
a adotar, em todas as suas lojas, o sistema de condensação a ar ao invés do
sistema evaporativo anteriormente utilizado como padrão de instalação. Este é
apenas um dos exemplos de como a tecnologia americana e européia passou a
6
fazer parte de nossas instalações de frio alimentar após a década de 80.
A competitividade feroz deste setor, surgida em nível nacional
principalmente desde meados dos anos 90, quando a rede francesa Carrefour
ultrapassou a Companhia Brasileira de Distribuição (Grupo Pão de Açúcar) pela
primeira vez em faturamento bruto, trouxe ao setor, num primeiro momento, uma
melhoria no nível das lojas. Isto foi imediatamente percebido pelo cliente final pela
melhoria no padrão do salão de vendas, com lojas mais iluminadas, com maior
espaço entre os corredores, uma maior oferta de serviços tais como caixas
automáticas de bancos dentro das lojas, maior número de lojas de conveniência no
interior dos grandes hipermercados, etc.
Em termos de refrigeração, a década de 90 foi a de maior aceitação de
novas tecnologias, principalmente na área de controle do sistema de refrigeração e
dos ambientes refrigerados. Com queda das barreiras de importação, no início do
governo Collor, ocorreu uma enxurrada de novos produtos no mercado. Os controles
das máquinas de refrigeração, usualmente feito por componentes eletromecânicos,
passaram a serem executados por controladores microprocessados, seguindo uma
tendência americana de maior utilização deste tipo de controle com a promessa de
uma maior precisão no controle de demanda necessária, e conseqüentemente uma
economia de energia.
Apesar dos avanços obtidos na área de controle dos sistemas de
refrigeração, com a desvalorização da moeda brasileira no início do segundo
governo de Fernando Henrique Cardoso, o custo dos componentes eletrônicos
importados reverteu em parte à tendência de aplicação em larga escala dos
controles eletrônicos, e os controles eletromecânicos voltaram a ser aplicados,
principalmente nas lojas de pequeno e médio porte.
7
1.3 A REFRIGERAÇÃO COMERCIAL
Pode-se definir a refrigeração comercial como todo aquele sistema de frio
alimentar destinado a suprir câmaras e expositores frigoríficos destinados à venda
direta ao consumidor. Portanto, em linguagem clara, são sistemas de refrigeração
instalados em supermercados, mercearias, lojas de conveniência, postos de
gasolina, etc.
A refrigeração para supermercados é um mercado de mais de 60 milhões
de reais por ano em instalações novas e reformas. São cerca de 500 novas lojas (ou
reformas) de porte médio e grande por ano, num total de 8000 novos pontos de
vendas de alimentos inaugurados anualmente. Portanto, este é um mercado
atraente, disputado, nas lojas de maior porte, por quatro grandes concorrentes:
Hussmann, Eletrofrio, Seral Linde e Arneg. Estes são os principais fabricantes de
expositores frigoríficos, e junto com seus instaladores abrangem a maior fatia das
instalações das maiores redes supermercadistas. O expositor frigorífico é o principal
componente do sistema de frio alimentar, na visão do supermercadista, uma vez que
é ele que expõe o produto para a venda. Em vista disto, os grandes clientes iniciam
o processo de escolha de seu fornecedor do sistema de refrigeração pela escolha
dos expositores.
1.3.1 COMPOSIÇÃO DO SISTEMA DE FRIO ALIMENTAR
Usualmente os sistemas de refrigeração para lojas de supermercados são
divididos em dois sistemas:
a) os que trabalham com ambientes com temperatura de armazenamento
e exposição de produtos “positiva”, acima de 0°C;
b) e os ambientes com temperatura de armazenamento e exposição de
produtos “negativa”, ou seja, abaixo de 0°C.
8
No jargão do setor são os sistemas para produtos resfriados e os para
produtos congelados, como passará a ser doravante utilizado neste documento.
Estes sistemas podem ser desde os mais simples, ou seja, apenas uma unidade
condensadora remota conectada a apenas um simples expositor, sistemas
chamados de multiplex, nos quais uma unidade condensadora supre a necessidade
de alguns expositores frigoríficos que possuam a mesma temperatura de
evaporação e a mesma freqüência de descongelamentos necessária, sistemas
chamados de paralelos centrais, com compressores instalados em paralelo e que
fornecem energia frigorífica para até dezenas de expositores e câmaras frigoríficas e
os sistemas descentralizados, que na sua essência constituem-se de vários
sistemas em paralelo alocados em pontos diversos da instalação atendendo grupos
menores de expositores e câmaras. Estes dois últimos casos são o objeto de estudo
desta dissertação.
Nos dias atuais os produtos alimentícios que exigem temperaturas
controladas para sua conservação são os de maior importância na gama de
produtos em um supermercado. Normalmente são os produtos mais caros e ocupam
cada vez mais espaço no salão de vendas. Carnes, produtos derivados do leite tais
como queijos e iogurtes, verduras, produtos prontos congelados, estes são alguns
dos exemplos dos produtos conservados nas câmaras frigoríficas e expostos para
venda nos expositores frigoríficos. Com o desenvolvimento da indústria de produção
e manufatura de produtos alimentícios, os supermercados tiveram que ampliar sua
gama de ambientes refrigerados para conservação e exposição dos produtos.
Os supermercados instalados no Brasil possuem os mais diversos
tamanhos de loja. Normalmente são considerados como supermercados lojas de
venda de alimento com áreas de venda superiores a 300 m², e podem chegar, em
suas maiores lojas, a até 18.000m² de área de venda. Este tipo de loja, em se
tratando de frio alimentar, se caracteriza por ter algumas áreas padrão de exposição
de produtos refrigerados, expostos na Tabelas 1.2.
9
TABELA 1.2 AMBIENTES REFRIGERADOS TÍPICOS EM SUPERMERCADOS, CONFIGURAÇÃO BÁSICA. (FONTE: ARQUIVOS PLOTTER ENGENHARIA S/C LTDA)
Ambientes de Média Temperatura Temperatura Interna Câmara de Carnes in Natura 0°C
Câmara de Carnes Embaladas 0°C Câmara de Peixes in Natura 0°C
Câmara de Laticínios 4°C Câmara de Salgados 4°C Câmara de Cozinha 4°C
Câmara de Lixo/Trocas 4°C Câmara de Padaria 4°C
Câmara de Frutas e Verduras 8°C Sala de Preparo de Carnes 12°C
Sala de Preparo de Frios e Embutidos 15°C Sala de Preparo de Frutas e Verduras 15°C
Expositor Auto Serviço de Carnes 0°C Expositor Serviço de Carnes 0°C
Expositor de Laticínios – Margarinas 6°C Expositor de Laticínios – Iogurtes 6°C Expositor de Laticínios – Queijos 4°C
Expositor de Frios 4°C Expositor de Rotisseria 6°C
Expositor de Frutas e Verduras 8°C Expositor de Confeitaria 4°C
A configuração descrita na Tabela 1.2 é a comumente encontrada em lojas
com área de vendas entre 1.500 a 6.000m², podendo-se ressaltar, como
característica dos sistemas de frio alimentar, a grande variedade de ambientes em
temperaturas de exposição ou de armazenagem diferentes entre si. Também estes
sistemas estão normalmente dispersos pelo edifício, e, portanto, a complexidade do
sistema baseia-se na disposição no edifício destes ambientes com temperaturas de
evaporação diversas. Estes ambientes, por não estarem agrupados em um único
local, sofrem influência externa diferenciada (temperatura ambiente, movimentação
de pessoas, ventilação, radiação de paredes e iluminação, etc), e se comportam
também de maneira diversa em relação ao desempenho.
Ambientes de Baixa Temperatura Temperatura Interna Câmara de Congelados -23°C
Fabricador de Gelo -15°C Expositor de Congelados – Massas -27°C Expositor de Congelados – Carnes -27°C Expositor de Congelados – Sucos -27°C Expositor de Congelados – Peixes -27°C
10
A refrigeração de supermercados (lojas acima de 500m²) possui algumas
características que se repetem na maioria das instalações. A análise dos projetos de
refrigeração das diversas redes supermercadistas mostra que, com pequenas
diferenças, os sistemas adotados são os mesmos. A variação está mais nos leiautes
dos salões de vendas do que nas adaptações dos sistemas para o perfil de loja
adotado, ambiente externo, etc.
O sistema instalado na grande maioria das lojas é o de expansão direta,
normalmente utilizando-se de refrigerante HCFC R22. Algumas antigas instalações
ainda utilizam-se de refrigerante CFC R11 e CFC R12 e umas poucas do gás
alternativo HFC R404a, este normalmente em sistemas de baixa pressão de
evaporação. O sistema de condensação mais difundido é o de condensação a ar, a
despeito das temperaturas externas do local de instalação. Isto ocorre porque,
apesar deste sistema implicar em maiores temperaturas de condensação
(conseqüentemente maior consumo de energia), é o sistema mais simples e de
menor necessidade de manutenção. Este é um ponto fundamental num país com
uma grande carência de bons profissionais nesta área. Pela dificuldade de mão de
obra especializada na operação e manutenção do sistema de refrigeração as redes
adotam sistemas simples que possam ser operados por técnicos pouco capacitados.
Algumas redes supermercadistas utilizam-se de sistemas de refrigeração
indiretos, a maioria destes para produtos resfriados (média temperatura), com fluido
secundário à base de propileno glicol. Das redes mais conhecidas, o Carrefour
utiliza-se deste sistema em suas novas instalações. Existem ainda instalações com
sistema indireto para produtos congelados (baixa temperatura), embora neste caso
as vantagens do sistema de expansão indireta são quase nulas em relação ao
sistema de expansão direta. Enquanto que nos sistemas de média temperatura o
fluido secundário apresenta a vantagem de menor necessidade de controles de
temperatura e de descongelamento, menor quantidade de refrigerante e
teoricamente uma manutenção simplificada, tendo como desvantagem principal um
11
consumo de energia um pouco maior, nos sistemas de baixa temperatura a
necessidade de controles é a mesma e o consumo de energia é sensivelmente
maior, pois os compressores são calculados com as mesmas temperaturas de
evaporação do sistema de expansão direta, e há a adição das bombas de circulação
do fluido secundário. Portanto, resta como argumento somente a menor carga de
refrigerante na instalação.
Um estudo apresentado por TASSOU e GE (2000) propõe um modelo
computacional para análise das instalações de frio alimentar com sistemas de
múltiplos compressores, tanto para expansão direta como indireta. Nas análises
feitas os sistemas de expansão indireta comprovou-se que estes apresentam um
maior consumo de energia quando comparados aos sistemas de expansão direta,
principalmente nos sistemas de baixa temperatura. Portanto, a opção por este tipo
de sistema deve ser baseada mais na operação simplificada do que na eficiência
energética.
1.4 OBJETO DE ESTUDO
Analisando o perfil do mercado de instalação de frio alimentar e estudos
sobre economia de energia em sistemas de refrigeração para frio alimentar,
buscaram-se alternativas de sistemas de melhor desempenho energético e que mais
facilmente poderiam ser adaptados para as condições do clima do Brasil, e também
que tivessem aplicabilidade econômica e possibilidade de instalação nos sistemas
frigoríficos existentes. Numa análise dos estudos, eles podem ser divididos em duas
partes principais: os que tratam dos componentes instalados no salão de vendas do
supermercado e os relacionados ao sistema de compressão e condensação.
Os estudos quanto aos componentes do salão de vendas estão
relacionados aos evaporadores e aos expositores frigoríficos. Esta linha de estudo
foi abandonada devido aos seguintes fatores: normalmente os expositores
frigoríficos possuem projetos internacionais, ou seja, não são desenvolvidos no
12
Brasil; o projeto dos expositores não permite grandes alterações nos evaporadores;
a maioria dos estudos aborda a necessidade de um controle de umidade na região
onde estão instalados os expositores frigoríficos, um conceito não aplicado no Brasil;
o controle de umidade, embora os estudos mostrem claramente as vantagens sobre
o rendimento dos expositores, seria do escopo do sistema de climatização, o que
foge do objetivo deste trabalho.
Já os estudos quanto ao funcionamento do sistema de compressão e
condensação demonstraram maior aplicabilidade para o perfil de instalação
brasileiro. Por serem soluções mais restritas à casa de máquinas são de simples
aplicação pois os projetos são desenvolvidos no mercado interno, ao contrário dos
expositores frigoríficos. Pela possibilidade de bons resultados práticos, estas
soluções mostraram-se adequadas à aplicação imediata em novas instalações e
mesmo em instalações antigas.
Duas técnicas combinadas, ambas com um objetivo em comum, (a
redução do consumo de energia pela diminuição da taxa de compressão),
apresentaram uma viabilidade técnica e econômica para aplicação no mercado
nacional. Estas técnicas são o resfriamento evaporativo aplicado em conjunto com
os condensadores a ar e o bombeamento de líquido refrigerante (Liquid Refrigerant
Pumping ou LRP). O objetivo de ambas é reduzir ao máximo a pressão de
condensação, reduzindo assim a taxa de compressão, e portanto o trabalho de
compressão.
A utilização dos dois sistemas propostos em separado não é uma
novidade, porém a combinação dos mesmos não possui antecedentes conhecidos
pelo autor. A utilização do resfriamento evaporativo para que se aumente a
capacidade dos condensadores a ar já foi utilizada em instalações industriais. De
mesma forma, a utilização do bombeamento de líquido também foi utilizado em
sistemas de climatização no Brasil. A junção de ambos torna esta proposta única até
o presente momento.
13
Se for considerado que os compressores são a maior fonte de consumo de
energia no sistema de frio alimentar, focar um estudo no funcionamento destes
componentes é coerente. O sistema de compressão é o componente aonde
pequenos ganhos energéticos correspondem a um bom percentual de economia de
energia para o supermercadista.
Desta forma, este estudo sugere uma alternativa viável de sistema de
refrigeração econômico, com uma aplicabilidade comprovada e com grande
versatilidade, pois pode ser instalada em novas obras e reformas, com poucas
limitações de dimensionamento e baixo custo de instalação e manutenção.
14
II – REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
2.1 INTRODUÇÃO
Estudos brasileiros sobre refrigeração comercial, com foco em economia
de energia em lojas de supermercados, são raros. Com exceção de alguns artigos
em periódicos científicos e revistas técnicas especializadas, não há trabalhos
acadêmicos que retratem a realidade brasileira neste setor, nem que mostrem o
funcionamento e demonstrem alternativas para que os sistemas instalados possam
ser energeticamente econômicos.
A crise energética de 2001 mostrou aos brasileiros que a imagem de
energia barata e abundante que a rede fluvial brasileira proporcionaria para sempre
não era uma realidade. A falta de investimentos em novas usinas hidroelétricas tanto
por parte do governo quanto pela iniciativa privada, e de novas formas de geração
de energia elétrica, tais como a construção de termoelétricas ou de usinas
nucleares, ocasionou um racionamento de energia prolongado num ano em que a
estiagem foi mais longa que o usual.
Pela primeira vez o custo da energia elétrica passou a realmente aparecer
nas planilhas de custos dos supermercadistas como um item importante na
composição de seus preços. E também passou a ser tratado, ainda que
timidamente, como um ponto importante a ser discutido na elaboração de novos
projetos de lojas.
Muito possivelmente novos estudos a respeito da refrigeração comercial
serão realizados nos próximos anos, dando a importância que o setor tem na matriz
de consumo de energia, e tratando com seriedade o assunto do consumo de energia
para a produção do frio alimentar.
15
2.2 ESTUDOS SOBRE ECONOMIA DE ENERGIA EM SUPERMERCADOS
Esta dissertação se baseou em trabalhos publicados na Europa e nos
Estados Unidos para analisar o perfil das lojas que são construídas no Brasil, e a
partir destes trabalhos, escolher as alternativas mais baratas e de maior ganho em
termos de redução de consumo, para propor novos sistemas de refrigeração, com
custos de instalação inicial semelhantes as atuais, mas com significativa redução no
consumo de energia.
2.2.1 ESTUDOS SOBRE OS EXPOSITORES FRIGORÍFICOS
Alguns dos principais estudos elaborados no exterior estão focados no
funcionamento dos expositores frigoríficos e nas condições de trabalho dos
componentes principais. MARCHIO et al. (1999) estudaram o funcionamento dos
expositores frigoríficos dividindo o consumo de energia em sete componentes
principais:
Q1: ganho de calor devido à transmissão pelas paredes do gabinete
Q2: ganho de calor devido à abertura de portas ou pela cortina de ar por
infiltração
Q3: ganho de calor devido à radiação de corpos próximos
Q4: calor devido à iluminação do expositor
Q5: calor devido aos ventiladores e tubulações aquecidas (linha de líquido)
Q6: calor devido ao descongelamento por resistências elétricas (ou gás
quente)
Q7: calor devido à reposição de produto no gabinete, caso este esteja a
uma temperatura superior à de exposição.
16
Destes componentes, afirmou-se que Q5 é constante durante todo o dia. Q4
também é constante durante o período de abertura da loja, ou igual a zero caso o
expositor não possua iluminação. Q7 será nulo para uma reposição de produto à
temperatura de exposição. Portanto, este componente será igual a zero num estudo
acadêmico, porém deve-se mensurar numa análise real, principalmente no Brasil
onde a fiscalização sobre transporte refrigerado e também sobre o desempenho de
câmaras frigoríficas e a operação da loja é ainda muito fraca.
Quatro componentes destacam-se na divisão feita acima, exatamente por
dependerem do meio onde estão inseridos: os referentes à transmissão (Q1),
indução (Q2), radiação (Q3) e ao degelo (Q6). Por esta divisão de cargas de
refrigeração, pode-se confirmar a importância do projeto da localização dos
expositores na loja, protegendo-os da influência externa e, se possível, controlando
a umidade relativa ambiente para economizar-se energia nos expositores frigoríficos.
Os estudos de TASSOU e DATTA (1999) também se referem à influência
da umidade nos expositores frigoríficos, em estudo realizado na Inglaterra.
Analisando um expositor vertical aberto para média temperatura em condições de
laboratório, variou-se a temperatura e umidades relativas, demonstrando a influência
sobre o acúmulo de água no expositor, conforme a Tabela 2.1. Variando-se 4°C na
temperatura externa e 10% na umidade relativa há um aumento de 50% de água
condensada no expositor. Verifica-se que somente aumentando a temperatura e
mantendo-se fixa a umidade relativa já há a ocorrência de um aumento na
quantidade de água acumulada.
TABELA 2.1. EFEITO DA TEMPERATURA E UMIDADE RELATIVA NA QUANTIDADE DE ÁGUA ACUMULADA APÓS 8 HORAS DE OPERAÇÃO (FONTE: TASSOU E DATA ,1999)
Umidade Relativa (%) 32 40% 50%
Temperatura (°C)
Água condensada após 8 horas de operação (litros) 22 6,0 6,4 7,0 26 6,2 7,5 9,6
17
Quanto maior o acúmulo de água na serpentina de evaporação maior será
a necessidade de descongelamento, seja por corte da refrigeração somente
(descongelamento natural), seja por meio de resistências elétricas. Em ambos os
casos o trabalho de refrigeração será incrementado.
RIGO (1990) também estudou os componentes de consumo de energia,
para expositores de média e baixa temperatura. De seus estudos resultaram
também uma tabela de divisão de cargas térmicas, reproduzida na Tabela 2.2.
TABELA 2.2. DIVISÃO DE CARGAS TÉRMICAS PARA CONDIÇÃO DE TESTE 25°C/60% UR (FONTE: RIGO, 1990).
Expositor Vertical Expositor Horizontal Ti=2°C, URi=70% Ti= -20°C, URi= 90%
Qnom Total W 1400 350 Divisão de Carga Térmica (%)
Q1,nom Convecção + Condução 7 11 Q2,nom Indução 65 30 Q3,nom Radiação 7 37 Q4,nom Iluminação 6 0 Q5,nom Ventilação + Tubulação 6 12 Q6,nom Sistema de degelo 9 10
Por este estudo nota-se que, no caso do expositor vertical, o ganho de
calor devido à indução (troca de calor e massa entre a cortina de ar do expositor e o
ambiente externo) é de 65% do total da carga térmica do expositor,
desconsiderando-se o carregamento de produto. Somando-se o total de calor ganho
por indução, condução, convecção, radiação e devido ao sistema de degelo tem-se
um total de 88% da carga térmica do expositor variando conforme as condições
ambientes de temperatura e umidade. No caso do expositor horizontal tipo “ilha” de
congelados, a soma destes quatro fatores também é de 88% do total, porém neste
caso a indução não é o fator mais importante, e sim a radiação, que dependerá das
propriedades das fontes emissoras próximas ao módulo, bem como de suas formas
geométricas, distância e potência dissipada no ambiente. Também a temperatura
ambiente será um fator importante para a definição do ganho de calor por radiação,
como demonstrado na Equação 2.1.
18
−++
−
−=
− cc
c
wcwww
w
cwrad
AFAA
TTQ
εε
εε
σ
)1(1)1(
)( 44
(2.1)
Onde:
Qrad:Transferência de calor por radiação entre as superfícies das paredes
do ambiente e o expositor, W
σ : Constante de Stefan-Boltzmann, (5,67 x 10-8 W/m² K4)
Tw :Temperatura da face da superfície do ambiente, K
Tc:Temperatura da face interna das superfícies das paredes do expositor, K
ξw: Emissividade das superfícies das paredes do ambiente
Aw : Área total das superfícies das paredes do ambiente, m²
Fc-w : Fator de forma entre o expositor e as superfícies das paredes do
ambiente
ξc: Emissividade das superfícies internas do expositor
Ac: Área total das superfícies internas do expositor, m²
Já os estudos de FARAMARZI et al. (2000) consideram somente a
influência da umidade relativa sobre os expositores. O valor da infiltração de ar é
calculado conforme as características do expositor. Todos os estudos citados
apresentam valores de economia de energia em torno de 10% do total de instalado.
Porém são válidos para as condições européias e americanas. Como no Brasil a
maioria das lojas de pequeno e médio porte não possuem sistemas de climatização,
e mesmo as que possuem, como no caso dos grandes hipermercados, o controle de
umidade é calculado somente para o conforto térmico: normalmente os
componentes de refrigeração não fazem parte do projeto inicial e não são previstas
zonas de controle de umidade para valores abaixo dos 50% de umidade, onde
deveriam estar instalados os expositores frigoríficos.
19
FARAMARZI e WOODWORTH-SZLEPTER (1999) estudaram os efeitos da
utilização de cortinas noturnas na redução do consumo de energia em expositores
frigoríficos. Essas cortinas são utilizadas para “fechar” a área de exposição de
produtos dos expositores frigoríficos no período noturno, fora do horário de
atendimento ao público. Elas atuam como se fossem portas, impedindo que a
umidade penetre na cortina de ar do expositor, bem como diminuem a troca térmica
entre o ambiente refrigerado e o ar externo. Três cenários foram testados:
expositores sem a utilização das cortinas noturnas, expositores com a utilização das
cortinas noturnas no período das 0:00h às 6:00h, e com os expositores utilizando o
aparato durante 24h consecutivas (para o caso de lojas que não funcionam aos
domingos). O estudo utilizou-se de uma variação da Equação 2.1 para demonstrar o
calor de radiação sobre a cortina noturna, numa equação apresentada por DeWitt e
Incropera (1985):
).(... 44CortinaambwcCORTINA TTFAQr −= −εσ (2.2)
Onde:
Qrcortina: Transferência de calor por radiação entre as paredes do ambiente
e a cortina noturna, em W
σ : Constante de Stefan-Boltzmann
A: Área total da cortina noturna, em m²
ε: Emissividade da cortina noturna
Fc-w : Fator de forma entre o expositor e as paredes do ambiente
Tamb: Temperatura ambiente, em K
Tcortina: Temperatura externa da cortina noturna, em K
A monitoração de um sistema real mostrou os seguintes resultados: para o
cenário com a utilização das cortinas noturnas por 6h no período noturno os
20
compressores apresentaram uma redução de 9% no consumo de energia; para o
cenário em que as cortinas foram utilizadas por 24h consecutivas o consumo de
energia foi reduzido em 36% em relação ao sistema básico.
MENDES e MENDES (2000) também realizaram um estudo sobre
coberturas noturnas para expositores, durante o período do verão, na cidade de
Joinville-SC (clima quente e úmido), e constataram que a utilização deste tipo de
aparato pode atingir uma economia de cerca de 20% para expositores refrigerados
abertos horizontais, no período noturno. Em expositores verticais, pode-se esperar
uma redução superior, uma vez que na configuração vertical as perdas por infiltração
são muito maiores, ou seja, ocorre uma fuga de massa de ar frio muito maior do que
no caso do expositor horizontal.
Os dados destes estudos comprovam a validade da utilização deste
equipamento. O seu uso é bastante difundido nas instalações realizadas no Brasil,
praticamente todos os fabricantes de expositores frigoríficos recomendam seu uso e
o oferecem como acessório de seus produtos.
2.2.2 ESTUDOS SOBRE O SISTEMA DE COMPRESSÃO
Os estudos que abordam o sistema de refrigeração em geral são focados
principalmente no tipo de sistema e artifícios para economia de energia. Destes
destacam-se os controles de capacidade do sistema de refrigeração e artifícios de
sub-resfriamento do refrigerante.
APREA et al. (2001) estudaram o controle de capacidade dos
compressores por meio de inversores de freqüência. Comparando com o sistema de
controle de retirada de compressores de operação, chegaram a reduções de
consumo de energia de até 12%, quando o sistema de refrigeração requeria 60% de
capacidade. Quando esta capacidade necessária era em torno de 90%, a redução
de consumo foi de somente 4%. Para sistemas com grande variação de carga
térmica o controle por inversores de freqüência mostrou-se aplicável.
21
A empresa Arthur D. Little, Inc, preparou um levantamento de todo o
mercado de refrigeração para supermercados nos Estados Unidos, em estudo
encomendado pelo Departamento de Energia do Estados Unidos (DOE). O
documento, preparado por WESTPHALEN et al. (1996), apresenta, para as
configurações de lojas dos EUA, potenciais de economia de energia. Segundo o
estudo, os supermercados representam um consumo de 82 trilhões de kcal/ano.
Algumas recomendações do documento, que se baseou no potencial de redução de
consumo de energia e no tempo de retorno do investimento, são: aplicação de
condensadores evaporativos ao invés de condensadores a ar, a utilização do
bombeamento de líquido e de sub-resfriamento mecânico (por meio de trocadores
de calor) de líquido. As duas primeiras sugestões procuram reduzir a taxa de
compressão, pela redução da pressão de condensação, reduzindo assim o trabalho
mecânico e o consumo de energia. A terceira sugestão pretende aumentar o
rendimento dos compressores através da redução da temperatura de líquido na
entrada do dispositivo de expansão.
O DOE é um dos grandes fomentadores de pesquisas para racionalização
do consumo de energia em supermercados. Através da contratação de laboratórios
independentes, o DOE realiza pesquisas e testes de novas tecnologias para que
sejam traçadas novas linhas de orientação para as instalações de refrigeração nos
estados americanos. Destas pesquisas destacam-se duas voltadas para a tecnologia
de instalação de máquinas de refrigeração: o sub-resfriamento mecânico de líquido e
o bombeamento de líquido. Destes, o sub-resfriamento é o mais popular nas
instalações brasileiras. Embora ainda de aplicação restrita, é uma das técnicas
utilizadas para a diminuição do consumo de energia.
Em um documento chamado Federal Technology Alert, publicações nas
quais o DOE apresenta o resultado de suas pesquisas, abordou-se o sub-
resfriamento de líquido. O documento, Refrigerant Subcooling (1995) relata ganhos
de 1% na capacidade do sistema de refrigeração para cada 3,6°C (2°F) de sub-
22
resfriamento de líquido. O documento apresenta três variações de sub-resfriamento:
por um sistema de refrigeração de temperatura de evaporação superior, por meio de
trocador refrigerante-água, com torre de resfriamento de água e resfriamento de
líquido por trocador de calor instalado na linha sucção, fazendo com que o próprio
gás superaquecido vindo dos evaporadores resfrie o líquido. Recomenda-se o sub-
resfriamento por evaporação de um sistema de mais alta pressão de evaporação e
por trocador na linha de sucção para sistemas de média e baixa temperatura, como
os encontrados nos supermercados. O método que utiliza uma torre de resfriamento
é recomendado para sistemas de alta temperatura, como os de climatização.
Em outro Federal Technology Alert preparado pelo DOE, Liquid Refrigerant
Pumping (1995) aborda a aplicação do sistema de bombeamento de líquido para
sistemas de refrigeração. Este sistema, objeto de estudo desta dissertação, é
apresentado como o método mais barato e eficiente de se sub-resfriar o líquido
refrigerante e auxiliar na redução da temperatura da pressão de condensação.
Neste documento é apresentado um estudo de caso para a instalação das
câmaras frigoríficas de Fort Drum, (NY). Seguindo a metodologia das temperaturas
BIN, comparam-se - pelas horas de temperaturas esperadas anualmente, pelo
dimensionamento do condensador a ar e pela pressão de regulagem do sistema lá
instalado - as horas de funcionamento do compressor. Os dados obtidos com esta
simulação estão relatados na Tabela 2.3. Os resultados apresentados estimam um
percentual de economia de energia de 17,26%. Como se pode notar também a
maior parte deste percentual concentra-se nas temperaturas ambiente abaixo de
13°C, temperaturas com maior quantidade de horas no ano, e que num sistema
convencional, com controle de capacidade de condensação, não são aproveitadas
em termos de economia de energia, pois, no caso da instalação relatada, a pressão
de condensação mínima é regulada em 35°C. No estudo do DOE a mínima
temperatura de condensação adotada, com o uso do bombeamento de líquido, é de
21°C, mínima temperatura de condensação possível com o refrigerante R502
23
(utilizado na instalação estudada) sem que se atinja a temperatura de saturação do
refrigerante
TABELA 2.3 ESTUDO DE CASO DO DOE – FORT DRUM, NY (FONTE: SITE DOE – www.pnl.gov/fta)
Tbin Freq. Tcond Pot. Média Consumo Tcond LRP Economia com LRP °C h/ano °C kW kW/ano °C % kWh/ano 35 0 44 24,2 0 44 0 0 32 15 42 18,6 280 42 0 0 29 88 39 17,7 1555 39 0 0 27 206 36 16,7 3440 36 0 0 24 360 35 15,7 5663 33 3,1 176 21 540 35 15,7 8494 31 7,84 666 18 690 35 15,7 10854 28 12,05 1308 16 704 35 15,7 11074 25 15,89 1759 13 680 35 15,7 10696 22 19,43 2078
<13 5477 35 15,7 86153 21 20,74 17871 Totais 8760 138208 17,26 23859
O estudo de Van der SLUIS (2000) sugere uma metodologia a ser aplicada
no desenvolvimento de projetos de refrigeração para supermercados, visando a
redução do consumo de energia. Com base num acordo com o governo da Holanda
feito em 1995, os supermercadistas desse país se comprometeram a reduzir o
consumo de energia em suas novas instalações em 32% até o ano de 2010, em
comparação às lojas de 1995. De acordo com o autor, os primeiros estudos
mostraram resultados desabonadores, especialmente por não estarem considerando
as soluções apresentadas inseridas no contexto geral da loja. Deste encontro foi
então desenvolvido uma tecnologia de análise das novas instalações. A aplicação
das técnicas de sub-resfriamento mecânico de líquido e bombeamento de líquido
refrigerante estão entre as soluções apresentadas pelo autor, bem como novas
tecnologias de fabricação de gabinetes frigoríficos e estudos mais corretos sobre o
clima do país e as temperaturas de projeto para os sistemas de refrigeração.
24
III – FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
3.1 SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO EM SUPERMERCADOS E SUAS
VARIAÇÕES
Normalmente as instalações de frio alimentar não diferem muito em seu
conceito básico, adotando os sistemas já comentados no capítulo 1, e melhor
descritos a seguir.
3.1.1 UNIDADES CONDENSADORAS INDIVIDUAIS
As unidades condensadoras são utilizadas nos sistemas de menor porte,
com apenas alguns pontos de refrigeração. Normalmente são instalações de lojas de
conveniência ou pequenas mercearias e supermercados. Constitui-se em um dos
grandes mercados de refrigeração, devido ao grande número de instalações
frigoríficas de pequeno porte espalhadas pelo Brasil. O ciclo básico é o descrito na
Figura 3.1, sendo que não se diferem nos grandes fabricantes deste tipo de unidade.
A grande vantagem é a simplicidade, sendo que a unidade condensadora
normalmente já é comprada pronta para a instalação, bastando ao técnico de
instalação somente conectar as tubulações, executar o vácuo necessário e a carga
de refrigerante bem como realizar as ligações elétricas. Neste tipo de instalação no
máximo dois pontos de refrigeração (que tenham temperaturas próximas de
funcionamento) são conectados em cada unidade condensadora, por motivos óbvios
de desempenho. Como nestes sistemas não são aplicados controles de capacidade,
com diversos pontos de refrigeração a unidade iria ter problemas com ciclagem no
compressor (elevado número de partidas motivado pela variação da carga térmica
dos ambientes), causando variação grande na pressão de evaporação e péssimo
desempenho na refrigeração dos ambientes. Além disso, a vida útil do compressor
fica comprometida pelo elevado aquecimento interno devido ao grande número de
25
partidas do motor elétrico. Os fabricantes de compressores recomendam somente 6
a 8 partidas por hora para compressores semi-herméticos, e 12 partidas para os
compressores herméticos.
FIGURA 3.1 FLUXOGRAMA UNIDADE CONDENSADORA (FONTE: RACKS REFRIGERAÇÃO LTDA).
O sistema de unidade condensadora individual é aplicado também para a
refrigeração chamada Multiplex, no qual uma unidade condensadora supre um
alinhamento (módulos conectados formando um conjunto único) de expositores
frigoríficos com a mesma função. Este sistema é utilizado em lojas pequenas de
supermercados. Em nada difere do sistema anteriormente descrito.
Apesar da simplicidade, a utilização de diversas unidades condensadoras
em uma loja de supermercado não é, energeticamente, uma boa solução. Com este
sistema, perde-se a possibilidade de realizar um controle de capacidade, tanto de
condensação quanto dos compressores, no qual se possa adaptar a capacidade de
refrigeração instalada com a requerida pelo sistema. Como os compressores são
individuais para cada linha de refrigeração somente se desligarão, ou partirão, com o
26
comando desta linha. Num exemplo básico, caso o ambiente esteja requerendo 80%
da capacidade instalada o compressor ainda continuará ligado. Caso o sistema
requeira 70% da capacidade este compressor se desligará, retornando porém logo
em seguida, pois o ambiente logo se aquecerá. Isto causa um grande número de
partida nos compressores nos períodos de maior variação da carga térmica, como
no período noturno. Além disto, impossibilita que o sistema varie sua capacidade,
economizando energia, nas pequenas variações que ocorrem durante o dia, pois
num sistema de unidade condensadora, a capacidade somente pode variar de 0%
ou 100% da capacidade instalada, o que não ocorre nos demais sistemas que serão
descritos nos próximos itens. Outra desvantagem apresenta-se pelo fato de que as
unidades condensadoras comercialmente vendidas no Brasil possuem a
característica de terem seus condensadores dimensionados para proporcionar ao
sistema altas temperaturas de condensação. Isto ocorre por motivos comerciais,
uma vez que quanto menor o condensador menor o preço de venda. Com isto os
compressores sempre trabalham, mesmo em dias mais amenos, com pressão de
condensação elevada, entre 1500 a 2000 kPa. Como é sabido, quanto maior a taxa
de compressão pior será o desempenho do compressor.
3.1.2 SISTEMAS DE COMPRESSORES EM PARALELO
Os sistemas com compressores instalados em paralelo são, mundialmente,
os mais usados na refrigeração comercial. Isto ocorre por diversos fatores, sendo
que os principais são: compressores de menor potência, portanto de menor custo
individual, possibilidade de controle de capacidade barato, melhor desempenho
energético se comparado com o sistema de unidade condensadora. Este sistema
ainda traz, para o supermercadista, uma vantagem adicional: caso um dos
compressores venha a falhar os outros continuarão em funcionamento, não
necessitando parar nenhum ambiente refrigerado.
Sendo o sistema mais difundido para lojas pequena, médias e grandes de
27
supermercado, também é o que possui maior variação. Sistema com variadas
pressões de trabalho, sub-resfriamento de líquido, e diversas formas construtivas e
soluções de montagem são fabricados pelas dezenas de fabricantes instalados no
Brasil.
O fluxograma básico de um sistema em paralelo pode ser visualizado na
Figura 3.2. Usualmente estes sistemas são montados com três ou quatro
compressores tanto para o sistema de média temperatura quanto para o de baixa
temperatura. Os compressores são conectados entre si tanto na descarga de gás
quanto na sucção por coletores. O coletor de sucção também está conectado às
linhas de refrigeração. Logo, todos os pontos de refrigeração de uma loja, com
temperaturas de evaporação semelhantes, estão conectados a um único sistema de
compressores em paralelo. Esta montagem pretende, como já foi dito, proporcionar
uma maior segurança ao sistema bem como, principalmente, possuir uma maior
capacidade de controle sobre o funcionamento. Muitos fabricantes, principalmente
nos EUA, trabalham com sistemas com cinco ou mais compressores de diferentes
capacidades, comandados por controladores eletrônicos que, conforme a tendência
de funcionamento apresentada (controle da pressão de evaporação), pode escolher
quais compressores devem estar em funcionamento, conseguindo assim um
controle fino de capacidade em relação ao requerido pelas linhas de refrigeração. No
Brasil isto não é comum, com os fabricantes trabalhando com somente um ou no
máximo dois modelos de compressores. A Figura 3.3 demonstra um sistema em
paralelo de fabricação da Racks Refrigeração Ltda, modelo típico fabricado para as
instalações de supermercado.
28
FIGURA 3.2 – FLUXOGRAMA DE SISTEMA COM COMPRESSORES EM PARALELO (FONTE: RACKS
REFRIGERAÇÃO LTDA)
FIGURA 3.3 EQUIPAMENTO COM COMPRESSORES EM PARALELO (FONTE: RACKS REFRIGERAÇÃO LTDA)
29
No fluxograma mostrado na Figura 3.2 se nota a maior complexidade do
sistema em paralelo em relação ao da unidade condensadora. Como diferenças
básicas, o condensador é remoto, não está instalado junto ao compressor; diversos
compressores estão interligados entre si por coletores de sucção e de descarga de
gás: é incluído um sistema de controle de nível de óleo, composto por separador de
óleo na descarga dos compressores, reservatório de óleo e bóias reguladoras de
nível; possui, sempre, reservatório de líquido (nas unidades condensadoras este é
um acessório); maior quantidade de controles para possibilitar a manutenção das
diversas linhas de refrigeração, e para um maior controle das pressões de
evaporação, sucção e da bomba de óleo dos compressores.
Poucas variações deste fluxograma básico são instaladas no Brasil.
Visando o aspecto da economia de energia, praticamente a única variação utilizada
é a inclusão de um sub-resfriador de líquido para o sistema de congelados.
Utilizando-se de um trocador de placas brasadas, o equipamento de resfriados
resfriará o líquido do de congelados na entrada do coletor de líquido que o distribui
para as diversas linhas de refrigeração. Com isto há um acréscimo de capacidade no
sistema de congelados, podendo utilizar-se de compressores de menor potência
para uma mesma capacidade de refrigeração. Por outro lado, há a necessidade de
se acrescentar capacidade na máquina de resfriados, para suprir a energia gasta no
resfriamento do líquido. Como há uma menor taxa de compressão no sistema de
resfriados em relação ao de congelados, o trabalho para realizar o resfriamento de
líquido é menor do que o acréscimo de capacidade obtido no equipamento de
congelados, compensando a utilização do sub-resfriamento de líquido. Na Figura 3.4
demonstra-se um fluxograma com a utilização de resfriamento de líquido do sistema
de congelados pelo de resfriados.
Em instalações que possuem maior diversificação nas temperaturas de
evaporação, com compressores que funcionam para suprir salas de preparação de
alimentos e pequenos evaporadores de ar condicionado para os escritórios, o
30
trabalho de sub-resfriamento é instalado nestes compressores que funcionam numa
temperatura de evaporação mais alta, fazendo então o sub-resfriamento para os
sistemas de média e baixa temperatura.
FIGURA 3.4 SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO COM SUB-RESFRIAMENTO DE LÍQUIDO NO EQUIPAMENTO
DE BAIXA TEMPERATURA PROPORCIONADO PELO DE MÉDIA TEMPERATURA. (FONTE: RACKS REFRIGERAÇÃO LTDA).
31
3.2 ANÁLISE DO CICLO DE REFRIGERAÇÃO BÁSICO
O ciclo de refrigeração básico, de simples estágio, que normalmente é
utilizado nos supermercados, pode ser representado pela Figura 3.5.
FIGURA 3.5 REPRESENTAÇÃO ESQUEMÁTICA DO CICLO DE REFRIGERAÇÃO COM EXPANSÃO DIRETA,
SIMPLES ESTÁGIO
Na Figura 3.5 estão representados os quatro componentes principais de
um ciclo de refrigeração: compressor, condensador, válvula de expansão e
evaporador. Num caso real, o dispositivo de compressão será composto por mais de
um compressor, porém estes funcionando em paralelo. Os evaporadores também
serão diversificados, porém todos funcionando em paralelo.
Partindo-se desta representação esquemática, definem-se as capacidades
dos componentes e da instalação como um todo a partir de uma análise do fluxo de
massa e das entalpias para os pontos assumidos de funcionamento.
32
O efeito global de refrigeração pode ser definido por:
).( 3'1 hhmQOt −=••
(3.1)
Onde: •
OtQ = Efeito global de refrigeração em kW •
m = fluxo de massa de refrigerante em kg/s
'1h = entalpia do vapor superaquecido na sucção do compressor, em kJ/kg
3h = entalpia do líquido sub-resfriado na saída do condensador, em kJ/kg
A capacidade de refrigeração nos evaporadores pode ser calculada por:
).( 41 hhmQO −=••
(3.2)
Onde: •
OQ = Efeito útil de refrigeração nos evaporadores em kW •
m = fluxo de massa de refrigerante em kg/s
4h = entalpia do líquido na entrada do evaporador, em kJ/kg
1h = entalpia do gás superaquecido na saída do evaporador, em kJ/kg
A equação 3.2 considera como efeito útil de refrigeração nos evaporadores
somente a capacidade de evaporação, não incluindo as perdas de energia nas
tubulações, tanto de líquido do condensador até a entrada da válvula de expansão
como de sucção entre o evaporador e os compressores, ao contrário do efeito global
de refrigeração. Está incluso, porém o superaquecimento médio da válvula de
expansão.
A capacidade necessária no condensador considera o estado do
refrigerante na entrada do condensador. Como existem perdas de pressão na
tubulação de interligação entre o compressor e o condensador, bem como uma
redução na temperatura de descarga de refrigerante em relação à descarga dos
33
compressores, a entalpia destes dois pontos difere. A equação para a capacidade
dos condensadores fica:
).( 3'2 hhmQOc −=••
(3.3)
Onde: •
OcQ = Capacidade necessária no condensador em kW •
m = fluxo de massa de refrigerante em kg/s
'2h = entalpia do gás superaquecido na entrada do condensador, em kJ/kg
3h = entalpia do gás sub-resfriado na saída do condensador, em kJ/kg
3.3 DIMENSIONAMENTO DOS COMPRESSORES
Embora os ambientes refrigerados sejam o foco principal de uma
instalação frigorífica, é no dimensionamento dos compressores que tem-se uma
maior facilidade de ajustar o sistema para que este seja como um todo mais
econômico.
Numa abordagem simplista, a seleção dos compressores depende da
pressão necessária de evaporação e da carga térmica a ser retirada do ambiente.
Quanto à pressão de evaporação, tem-se que dividir o sistema em dois para
podermos ter uma visão clara: câmaras e expositores frigoríficos.
O dimensionamento dos evaporadores das câmaras frigoríficas pode
auxiliar num aumento da pressão de evaporação, e conseqüentemente uma
diminuição da taxa de compressão, diminuindo assim o consumo de energia do
sistema.
Trabalhando com o diferencial de temperatura entre a temperatura de
evaporação e a temperatura ambiente da câmara, pode-se aumentar a área de troca
térmica dos evaporadores e diminuir, desta forma, a temperatura de evaporação
necessária à refrigeração.
34
Porém, num sistema que mescla ambientes de câmaras frigoríficas com
expositores isso se torna impraticável, a não ser que se divida o sistema de
refrigeração em duas ou mais pressões de evaporação. Devido ao projeto dos
expositores frigoríficos, normalmente imutáveis, o pouco espaço disponível para a
instalação dos evaporadores no interior dos módulos faz com que estes trabalhem
numa temperatura de evaporação normalmente mais baixa do que as que poderiam
ser praticadas nas câmaras. Portanto um sistema de refrigeração para
supermercados é calculado pela temperatura de evaporação dos expositores,
responsáveis por 60 a 70% da carga térmica do sistema.
Os expositores de resfriados trabalham, em média, numa temperatura de
evaporação de –10°C. Os de congelados, normalmente a temperaturas de –35°C na
evaporação. As câmaras frigoríficas podem operar, devido ao projeto especial dos
evaporadores, com temperaturas de evaporação em torno de –6°C para os
ambientes de média temperatura, 5°C para as salas de preparação de alimentos e
–30°C para as câmaras de baixa temperatura.
No dimensionamento padrão das unidades compressoras utilizado
usualmente nos supermercados é considerado somente uma temperatura de
evaporação para os ambientes de média temperatura e uma para os de baixa
temperatura. Segue-se um padrão de dimensionamento de –10°C de temperatura de
evaporação para resfriados e –30 a –35°C para congelados, dependendo das
especificações do fabricante dos expositores frigoríficos.
Pelas Equações 3.1, 3.2 e 3.3, nota-se que, para melhorar o desempenho
energético dos compressores, pode-se atuar em duas frentes:
a) na pressão evaporação
b) na pressão condensação
Quanto à pressão de evaporação, as soluções tradicionais de se melhorar
o desempenho são: dimensionamento das tubulações privilegiando a menor perda
de pressão possível (desde que mantidas as velocidades mínimas de arraste de
35
óleo), regulagem do superaquecimento da válvula de expansão, correto isolamento
das tubulações de sucção, evitando o aquecimento do refrigerante, evitar a
formação de flash gas (ebulição do líquido antes da válvula de expansão).
A Figura 3.6 mostra parte do diagrama Pressão-Entalpia, onde está
representado, em vermelho, o ciclo de refrigeração ideal, sem considerar as perdas
de pressão e com a compressão seguindo uma linha isoentrópica. Em preto está
representado o ciclo de refrigeração real, considerando as perdas localizadas nos
trocadores de calor e também o superaquecimento ocorrido nas tubulações.
Também o ciclo de compressão não segue a linha isoentrópica, e sim possui um
rendimento de entre 60 a 70% em relação a esta, nas pressões de trabalho usuais
para os sistemas de refrigeração de supermercados.
FIGURA 3.6 - DIAGRAMA PRESSÃO-ENTALPIA PARA REFRIGERANTE HCFC 22, REPRESENTAÇÃO DO
CICLO DE COMPRESSÃO IDEAL (EM VERMELHO) E DO CICLO REAL (SOFTWARE COOLPACK).
Quanto à pressão de condensação, além do dimensionamento correto das
tubulações, somente o aumento da área de troca (no caso dos condensadores a ar)
ou a redução da temperatura ambiente podem reduzir a pressão de condensação.
36
Para a redução do trabalho de compressão, além da eliminação das
ineficiências do projeto descritas acima, tem-se que trabalhar no dimensionamento
dos condensadores para que se obtenha menores taxas de compressão.
3.3.1 CONTROLE DO SUPERAQUECIMENTO DO REFRIGERANTE NOS
COMPRESSORES
O controle do superaquecimento (diferença entre a temperatura de
admissão do gás nos compressores e a pressão de evaporação) nos compressores
é um dos mais conhecidos problemas para o funcionamento de um sistema
frigorífico. Não por ser algo desconhecido, mas porque ele está ligado intimamente
com o dimensionamento das tubulações e evaporadores, e de regulagem das
válvulas de expansão. O seja, caso o dimensionamento seja executado de forma
errônea, muito dificilmente uma regulagem em campo poderá sanar o problema.
Os fabricantes de compressores semi-herméticos, mais utilizados na
refrigeração comercial, admitem uma faixa de superaquecimento entre 12K e 20K.
Aparentemente, se for considerado que a boa prática da refrigeração recomenda
perdas de cargas equivalentes a 1K nas linhas de sucção, e o superaquecimento da
válvula de expansão é em torno de 8K a 10K (de acordo com cada fabricante), não
seria difícil atingir o limite inferior de superaquecimento admitido nos compressores.
Porém, devido à diversidade de pontos de refrigeração dispostos pela loja a longas
distâncias dos compressores, e de dimensionamentos equivocados de tubulações e
evaporadores, dificilmente numa instalação, sem uma boa regulagem das válvulas
de expansão, consegue-se atingir 15K de superaquecimento. Normalmente os
valores encontrados em campo estão na faixa de 15K a 25K.
Este é um problema que tem conseqüências tanto no rendimento dos
compressores, quanto na sua vida útil. Quanto ao rendimento, quanto maior a
temperatura do refrigerante na admissão dos compressores, menor é a quantidade
de gás admitido pela câmara de compressão. Como o desempenho do compressor
37
depende diretamente do fluxo de massa de refrigerante comprimido, a capacidade
cai proporcionalmente ao aumento do superaquecimento (diminuição do volume
específico). TABELA 3.1. INFLUÊNCIA DO SUPERAQUECIMENTO NOS COMPRESSORES SEMI-HERMÉTICOS
(SOFTWARE WBITZER 4.01)*
Dt superaquecimento 12K 15K 20K 25K Capacidade kW 76,5 75,9 74,8 73,8
Calor a Rejeitar kW 106,0 106,2 106,7 107,2 Fluxo de Massa kg/h 1714 1699 1675 1653
COP 2,71 2,69 2,65 2,62
*dados para compressor semi-hermético alternativo Bitzer 6G-40.2 nas condições: Tevap.: -10°C, Tcond.: +40°C, Dt subresf.: 3K
3.4 DIMENSIONAMENTO DOS CONDENSADORES
Portanto, já que a pressão de evaporação não pode ser alterada devido a
limitações dos equipamentos, somente na temperatura de condensação é que o
projetista tem maior liberdade para diminuir a taxa de compressão do sistema,
diminuindo assim o consumo de energia do conjunto de refrigeração. Na Figura 3.7
está representado o ciclo de refrigeração de expansão direta em um diagrama
pressão-entalpia. Pode-se notar que no ciclo ideal, em vermelho, a capacidade
necessária do condensador é muito menor do que no ciclo real. Isto se deve
novamente às ineficiências do sistema de compressão.
Quanto à condensação, não é incorreto afirmar que os projetistas
propositadamente trabalham com pressões altas de condensação, e isto poderia ser
modificado sem grandes acréscimos de custo, usualmente a maior limitação de
projeto encontrada. É normal que os sistemas trabalhem com temperaturas de alta
em torno de 40°C. Como também é usual dimensionar o condensador para
temperaturas entre 45°C e 50°C. O objetivo deste dimensionamento é obvio,
diminuir a área de troca térmica para diminuir o custo inicial da obra. Esta era uma
prática comum também nos Estados Unidos há algumas décadas, porém o custo da
38
energia forçou-os a reduzir os diferenciais de temperatura para obter sistemas mais
eficientes. No Brasil esta tendência ainda não é perceptível.
FIGURA 3.7 DIAGRAMA PRESSÃO-ENTALPIA PARA REFRIGERANTE HCFC 22, REPRESENTAÇÃO DO
CICLO DE REFRIGERAÇÃO DE EXPANSÃO DIRETA IDEAL (EM VERMELHO) E O CICLO REAL. (SOFTWARE COOLPACK).
A padronização de projeto atualmente utilizada no dimensionamento dos
equipamentos leva à indústria a produzir máquinas com maior rapidez e adaptadas
para qualquer tipo de clima. Porém, analisando pela ótica da adequação ao projeto,
estes equipamentos são dimensionados para um clima extremamente rigoroso, pois
considera, por exemplo, temperaturas ambientes máximas históricas, portanto muito
acima da média de temperatura de verão ou anual. Essa prática visa a obter-se uma
maior segurança para o sistema, fazendo com que ele funcione de maneira
satisfatória em qualquer horário do ano.
O processo de mudança de fase do refriegrante pode ser distinto em três
fases: dessuperaquecimento, condensação e sub-resfriamento. Na primeira fase o
condensador retirará o calor sensível resultante da compressão do refrigerante
superaquecido. Durante o processo de compressão, num ciclo ideal, o refrigerante
39
será comprimido seguindo uma linha isoentrópica. Portanto, ao chegar no final do
ciclo de compressão o gás estará no estado superaquecido. Na realidade, logo após
a saída da câmara de compressão o gás estará numa temperatura (e pressão)
acima da correspondente a pressão de condensação caso fosse uma compressão
ideal. Graças às ineficiências do ciclo, a curva de compressão desvia-se da linha de
compressão isoentrópica, conforme o ciclo desenhado na Figura 3.7. Para os
compressores semi-herméticos a eficiência da compressão está entre 65 a 75%,
conforme os programas de dimensionamento fornecidos pelos fabricantes.
3.5 BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO REFRIGERANTE
3.5.1 DESCRIÇÃO BÁSICA
O bombeamento de líquido refrigerante (Liquid Refrigerant Pumping, LRP)
é uma tecnologia conhecida há alguns anos, mas que somente nas duas últimas
décadas teve sua aplicação ampliada, principalmente nos Estados Unidos. Técnica
parecida é utilizada nos sistemas que utilizam amônia como refrigerante, porém com
a diferença básica que neste tipo de sistema os evaporadores operam inundados
com o fluido refrigerante. Sistemas inundados também foram utilizados no passado,
mesmo em sistemas de refrigeração para supermercados, com refrigerante HCFC
22, porém foram abandonados pelo alto custo da instalação, sem retorno financeiro
em termos operacionais e de consumo de energia que justificassem a adoção deste
sistema.
O sistema de bombeamento de líquido opera com os evaporadores
“secos”, trabalhando como um sistema de expansão direta normal. A função da
bomba hidráulica, neste caso, é de garantir o diferencial de pressão necessário para
que as válvulas de expansão operem em sua capacidade nominal, vencendo as
perdas de carga da tubulação e acessórios tais como filtros e válvulas. Garantindo-
se que o diferencial de pressão entre a entrada e saída da válvula será o nominal
calculado pode-se alterar a lógica de funcionamento do controle de pressão de
condensação do sistema de refrigeração, de maneira a garantir que os
40
compressores, ao longo de todo o dia, possam trabalhar com a menor pressão de
condensação possível, pois não mais a pressão de condensação será limitada em
uma faixa de trabalho, ela variará conforme a variação da temperatura ambiente.
Com o aumento de pressão de líquido há um aumento no grau de sub-
resfriamento de líquido. Este é outro fator essencial de acréscimo de performance
com este sistema, pois possibilita o trabalho dos condensadores em mais baixas
pressões de condensação sem que haja problemas com formação do flash gás. O
flash gás é a ocorrência de ebulição ao longo da linha de líquido, que ocorre quando
o líquido enviado aos evaporadores não está no estado sub-resfriado, e sim próximo
da saturação. Devido aos longos trajetos entre o tanque de líquido e os
evaporadores, a perda de pressão causada pelo atrito do refrigerante com as
paredes da tubulação, das curvas e dos acessórios (válvulas, por exemplo), leva o
gás à saturação, iniciando o processo de ebulição. Isto ocasiona perda de
capacidade na válvula de expansão (menor vazão mássica de líquido passando pelo
orifício da válvula de expansão). Pelo processo de elevação de pressão através do
bombeamento do líquido, praticamente sem alteração da temperatura, o fluido terá
seu grau de sub-resfriamento aumentado conforme demonstrado na Figura 3.8 . É
neste estado, com um sub-resfriamento garantido pela bomba de pressurização, que
o líquido percorrerá todo o trajeto de tubulação, chegando em estado líquido sub-
resfriado até as válvulas de expansão. Garantido um fornecimento de refrigerante
sub-resfriado às válvulas de expansão, estas terão condição de controlar
corretamente a quantidade de refrigerante necessária ao evaporador, resultando em
um melhor aproveitamento da área de troca térmica deste.
Isto refletirá num melhor funcionamento dos compressores também. Com
as válvulas de expansão controlando corretamente o superaquecimento do
refrigerante nos evaporadores, o superaquecimento global do sistema também
estará melhor controlado, resultando num melhor resfriamento dos compressores e
uma conseqüente menor temperatura de descarga do refrigerante. A menor
temperatura de descarga resulta num aumento da capacidade dos condensadores,
uma vez que estes terão uma menor quantidade de calor a rejeitar, e, portanto, o
sistema poderá trabalhar há uma menor pressão de condensação.
O estudo do DOE, citado no Capítulo 2, com sistemas dotados de LRP
informa ganhos energéticos de 10 a 30% em relação a um sistema comum de
41
expansão direta. Estes ganhos baseiam-se principalmente no grande diferencial de
temperatura que há entre as estações no hemisfério norte. Operando-se sem o
sistema de pressurização de líquido os sistemas de refrigeração são obrigados a
trabalhar com controle de capacidade de condensação, para mantê-la em uma
determinada faixa de trabalho em que foram projetadas as válvulas de expansão.
Com a operação das linhas de líquido pressurizadas este empecilho técnico é
eliminado, podendo-se trabalhar com uma maior variação nas pressões de
condensação, sem controle a não ser um mínimo para a segurança dos
compressores. O funcionamento dos sistemas de controle de capacidade de
condensação serão melhores detalhados posteriormente.
FIGURA 3.8 - DIAGRAMA PRESSÃO-ENTALPIA PARA REFRIGERANTE HCFC 22 - SISTEMA DE
REFRIGERAÇÃO DE EXPANSÃO DIRETA, SIMPLES ESTÁGIO, COM BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO (FONTE: SOFTWARE COOLPACK)
No Brasil somente na região Sul e em algumas regiões do Sudeste há
grande variação climática entre o verão e o inverno, ou mesmo entre o período
diurno e o noturno, onde haveria um grande ganho com a utilização do LRP.
42
3.5.2 CONTROLE DE CAPACIDADE DE CONDENSAÇÃO.
O dimensionamento de um sistema de refrigeração baseia-se em três
parâmetros básicos: temperatura (pressão) de evaporação necessária para o
resfriamento dos ambientes em que serão conservados os produtos, pressão de
condensação desejada de trabalho dos compressores, e temperatura ambiente
externa, utilizada para o dimensionamento dos condensadores a ar. Num exemplo
simples, considera-se um sistema de refrigeração de média temperatura
normalmente utilizado em um supermercado: a pressão de evaporação será a
correspondente a uma temperatura de –10°C, e a pressão de condensação
desejada estará a uma pressão correspondente a uma temperatura de 45°C.
Tomando como exemplo a cidade de Curitiba como local da instalação, e uma
temperatura máxima ambiente externa de 35°C, temperatura máxima registrada pelo
Instituto Nacional de Meteorologia (INMET) para o período de 1961 a 1990. Logo o
condensador a ar seria dimensionado com um diferencial de temperatura de 10K.
Para um sistema com refrigerante HCFC 22, obtêm-se as seguintes pressões
nominais de trabalho:
a) Pressão de evaporação absoluta: 3,55 x 105 Pa
b) Pressão de condensação nominal absoluta: 17,21 x 105 Pa
c) Diferencial de pressão nominal para dimensionamento da válvula de
expansão: 13,66 x 105 Pa
O dimensionamento da válvula de expansão considera o diferencial
primário entre a pressão de evaporação e a pressão de condensação. É necessário
também estimar as perdas de carga nas tubulações e em seus acessórios.
Normalmente, o valor admissível de projeto das tubulações de líquido é uma perda
de pressão equivalente a um decréscimo de 1K na temperatura de líquido,
aproximadamente 0,4 x 105 Pa para este refrigerante nesta faixa de operação. Logo,
dimensionar-se-ia uma válvula de expansão para a capacidade de refrigeração
requerida pelo ambiente, e um diferencial de temperatura aproximado de 14 x 105
Pa.
Porém, um engenheiro de refrigeração experiente sabe que, ao longo do
período do dia, e também do ano, o sistema de refrigeração não funciona nas
condições máximas de projeto, e sim, na sua maioria do tempo, em condições
43
próximas a estas. Logo, a pressão de condensação de projeto é utilizada para o
dimensionamento dos compressores e do condensador, enquanto que para as
válvulas de expansão utilizam-se valores médios de temperatura de condensação.
Para a cidade de Curitiba, a ASHRAE (American Society of Heating, Refrigerating
and Air-Conditioning Engineers) apresenta valores de temperatura máxima de verão
de 30°C, para a condição de 1% de freqüência de ultrapassagem. Este valor é
levado em conta no dimensionamento da válvula de expansão. Como o
condensador é dimensionado com um diferencial de 10K, a pressão de
condensação utilizada no dimensionamento da válvula de expansão é o equivalente
a uma temperatura de condensação de 40°C, ou seja, de 15,27 x 105 Pa absoluto.
Acrescendo-se os 0,4 x 105 Pa das perdas de carga, considera-se um diferencial
aproximado de pressão de 12 x 105 Pa para o dimensionamento da válvula de
expansão.
Os instaladores de sistemas de refrigeração do Brasil utilizam as válvulas
de expansão fabricadas pela empresa dinamarquesa Danfoss, em sua maioria. A
Tabela 3.2 reproduz a tabela de dimensionamento das válvulas de expansão para o
refrigerante HCFC 22.
TABELA 3.2 – CAPACIDADE DAS VÁLVULAS DE EXPANSÃO TERMOSTÁTICAS - MODELO TX / TEX (FONTE: SITE DANFOSS, WWW.DANFOSS.COM, 2003)
Capacidade em kW
Perda de Pressão na Válvula (105 Pa) Modelo Orifício
2 4 6 8 10 12 14 16
TX2-0,15 0X 0,37 0,47 0,53 0,57 0,60 0,63 0,64 0,64
TX2-0,3 00 0,79 0,96 1,10 1,20 1,20 1,30 1,30 1,30
TX2-0,7 01 1,60 2,00 2,30 2,50 2,60 2,70 2,80 2,80
TX2-1,0 02 2,20 2,90 3,30 3,60 3,80 4,00 4,10 4,10
TX2-1,5 03 3,90 5,10 5,90 6,40 6,80 7,10 7,30 7,30
TX2-2,3 04 5,80 7,60 8,70 9,50 10,10 10,50 10,80 10,90
TX2-3,0 05 7,40 9,60 11,00 12,00 12,80 13,30 13,60 13,80
TX2-4,5 06 9,10 11,80 13,50 14,70 15,60 16,20 16,60 16,80 OBS.: CAPACIDADE PARA SUBRESFRIAMENTO DE LÍQUIDO DE 4K.
Demonstra-se na Tabela 3.2 como as válvulas de expansão termostáticas
têm sua capacidade diminuída quando o diferencial de pressão na válvula é
reduzido. Para o exemplo acima, uma válvula TX2-2,3, com perda de pressão de
44
12 x 105 Pa (correspondente a uma temperatura de condensação de 40°C no
exemplo), tem a capacidade de 10,5 kW. Em dia mais ameno, com todos os
ventiladores do condensador em funcionamento, tem-se uma pressão de
condensação mais baixa. Numa análise simples, no caso de um período com uma
temperatura ambiente de 20°C, e o condensador continue operando com um
diferencial de temperatura de 10K, o sistema de refrigeração hipotético operaria a
uma pressão de condensação equivalente a 30°C, ou, conforme a Tabela 3.3, a
11,88 x 105 Pa. Neste caso o diferencial de pressão na válvula de expansão seria
aproximadamente 8,7 x 105 Pa (8,33 x 105 Pa + 0,4 x 105 Pa de perda de carga
estimada). A capacidade da válvula seria, neste caso, de 9,7 kW. Haveria uma
redução de capacidade na válvula de 8%. Este é o principal motivo que leva os
fabricantes de compressores a trabalharem com controle de capacidade de
condensação. O outro motivo são os próprios compressores. De acordo com as
características construtivas dos compressores estes têm uma limitação de trabalho
em baixas temperaturas de condensação. Os compressores semi-herméticos
normalmente têm sua faixa de funcionamento entre 20 a 60°C de temperatura de
condensação.
45
TABELA 3.3 PRESSÃO DE SATURAÇÃO PARA GAS REFRIGERANTE HCFC 22 (FONTE: SOFTWARE SOLKANE 1.0)
Pressão de Evaporação 3,55 x 105 Pa 1,32 x 105 Pa
Temperatura de Condensação
°C
Pressão de Condensação
105 Pa Te= -10°C Te= -35°C 25 10,41 6,86 9,09 26 10,69 7,14 9,37 27 10,98 7,43 9,66 28 11,27 7,72 9,95 29 11,57 8,02 10,25 30 11,88 8,33 10,56 31 12,19 8,64 10,87 32 12,51 8,96 11,19 33 12,83 9,28 11,51 34 13,16 9,61 11,84 35 13,49 9,94 12,17 36 13,84 10,29 12,52 37 14,18 10,63 12,86 38 14,54 10,99 13,22 39 14,90 11,35 13,58 40 15,27 11,72 13,95 41 15,64 12,09 14,32 42 16,02 12,47 14,70 43 16,41 12,86 15,09 44 16,81 13,26 15,49 45 17,21 13,66 15,89 46 17,62 14,07 16,30 47 18,04 14,49 16,72 48 18,46 14,91 17,14 49 18,89 15,34 17,57 50 19,33 15,78 18,01
Deste modo opera-se, em todos os sistemas de refrigeração convencionais
para frio alimentar, com controle de capacidade de condensação. Fazendo um
balanceamento do sistema de refrigeração, o engenheiro projetista define uma faixa
de trabalho para os compressores, de forma a garantir uma pressão média de
trabalho próxima à pressão nominal de cálculo. Voltando ao exemplo acima, o
sistema foi calculado para uma pressão de trabalho de 17,21 x 105 Pa. Nesta
condição, todos os ventiladores do condensador a ar estarão em funcionamento.
Num período mais frio, ou em uma variação de capacidade dos compressores, em
que a pressão de condensação reduza para 14 x 105 Pa, o sistema de controle
desligará o primeiro estágio de capacidade, normalmente um ou dois ventiladores.
Se a pressão reduzir mais 1 x 105 Pa, o segundo estágio de capacidade será
46
desligado. Desta forma, tenta-se manter a pressão de condensação estável, dentro
de uma faixa de 3 a 4 x 105 Pa de diferencial. Usualmente, os sistemas de
refrigeração trabalham com pressões (absolutas) de condensação entre 13 a 17 x
105 Pa, ou, em temperatura correspondente, entre 35 a 45°C. Nos estados com
clima mais quente, tais como no Norte e Nordeste do Brasil, as temperaturas de
condensação variam entre 40 a 50°C.
O controle da pressão de condensação é usualmente feito por três tipos de
controladores: pressostatos eletromecânicos, controladores eletrônicos e inversores
de freqüência. Destes, o pressostato é o mais utilizado, pelo menor custo. Nas
grandes instalações normalmente são utilizados sensores de pressão interligados ao
sistema central de controle do sistema de refrigeração. A utilização de inversores de
freqüência é menos comum, porém é a que melhor estabiliza a pressão de
condensação, uma vez que, dependendo da regulagem, os ventiladores variarão a
sua velocidade de acordo com a pressão de regulagem. Sistemas de controle deste
tipo, normalmente, mantém a pressão de condensação dentro de uma faixa de 1 bar
de diferencial.
3.5.3 SISTEMAS COM PRESSÃO DE CONDESAÇÃO FLUTUANTE
No sistema proposto nesta dissertação, e também utilizado em algumas
instalações de resfriamento de água (chiller) para climatização de ambientes, não há
controle da pressão. De acordo com a temperatura externa e a carga térmica a
rejeitar dos compressores a pressão de condensação variará numa faixa ampla,
praticamente sem limitações a não ser a capacidade dos compressores. O que se
busca neste tipo de sistema é, sempre que o sistema permita, trabalhar com a
menor taxa de compressão possível. Desta forma, o desempenho dos compressores
será otimizado, reduzindo-se os custo de energia.
Nos sistemas de produção de água gelada (chiller), pode-se trabalhar com
pressões de condensação flutuante desde que se utilizem válvulas de expansão
eletrônicas para os evaporadores do sistema. Neste tipo de válvula, comandada por
um controlador microprocessado, faz-se a leitura constante do superaquecimento da
válvula de expansão, controlando-a para manter constante este superaquecimento
de forma a manter estável a pressão de evaporação mesmo que o sistema sofra
47
variações. Obviamente que a pressão de evaporação depende do tamanho do
orifício da válvula, porém este tipo de sistema tem obtido bons resultados quanto à
economia de energia.
Há, no entanto, a limitação da variação da pressão de condensação devido
à capacidade do condensador a ar. Dependendo da capacidade do condensador,
conforme se reduz a pressão de condensação, a capacidade do sistema aumenta,
aumentando também o calor a rejeitar. Caso o condensador não tenha capacidade
suficiente, o sub-resfriamento de líquido na saída do condensador diminui, podendo
inclusive não mais existir. Neste caso haverá, com a perda de carga nas tubulações,
o aparecimento do flash gas, o que prejudicará o funcionamento da válvula de
expansão. Este fator não ocorre nos sistemas com bombeamento de líquido, uma
vez que com o aumento de pressão causado pela bomba novamente o líquido ficará
em estado sub-resfriado, eliminando-se a possibilidade da ebulição do refrigerante
antes da passagem pela válvula de expansão.
Deixando o sistema de condensação adaptar-se às condições ambiente,
conforme a temperatura externa, obtemos sempre a menor taxa de compressão
possível. Isto faz uma grande diferença no consumo de energia. Na Figura 3.9
observa-se que, conforme há um acréscimo na temperatura de condensação do
sistema, há uma diminuição em sua capacidade de compressão e, inversamente, um
acréscimo significativo na corrente elétrica necessária à compressão.
48
Compressor 6F 50.2 Tev.: -10°C
0
20000
40000
60000
80000
100000
120000
Temp. Condensação °C
kcal/h
116
118
120
122
124
126
128
130
Capacidadekcal/h
Calor aRejeitarkcal/hCorrente A
40°C 42,5° 45°C
47,5 50°C
A
FIGURA 3.9 VARIAÇÃO DA CAPACIDADE FRIGORÍFICA, CALOR A REJEITAR E CORRENTE ELÉTRICA EM
FUNÇÃO DA PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO (FONTE: SOFTWARE WBITZER 4.01)
O controle de capacidade de condensação, neste tipo de sistema, somente
é aplicado para segurança dos compressores. Conforme o fabricante e o tipo do
compressor há limitações de trabalho em baixas temperaturas de condensação. No
caso dos três maiores fabricantes e revendedores de compressores semi-herméticos
que operam no Brasil, há as seguintes limitações:
a) compressores semi-herméticos Bitzer: tcond. min.= +20°C
b) compressores semi-herméticos Copeland: tcond. min.= +22°C
c) compressores semi-herméticos Bock: tcond. min.= +20°C
A limitação de temperatura é somente por aspecto construtivo.
3.6 RESFRIAMENTO EVAPORATIVO
O sistema de resfriamento evaporativo é um dos mais antigos métodos de
resfriamento empregados no mundo. Já no Egito antigo, 2500 AC, existem afrescos
mostrando escravos abanando jarros de barro para resfriar a água em seu interior.
Na Roma Antiga reservatórios de água com paredes umidificadas eram utilizados, e
o gênio de Leonardo da Vinci inventou um resfriador evaporativo em forma de roda
d’água.
49
O princípio de funcionamento é extremamente simples. O ar atmosférico é
uma mistura de ar seco e vapor de água. Para uma dada condição de temperatura e
pressão esta mistura tem capacidade de conter uma quantidade máxima de vapor
d’água (ar saturado = 100% de umidade relativa ou UR). Na prática esta condição de
ar saturado só é observada durante e logo após uma chuva. Normalmente o ar
encontra-se insaturado (UR<100%) e, portanto, apto a absorver mais umidade.
Quanto mais seco o ar (menor UR), maior a quantidade de vapor de água
que pode ser absorvida. Para que haja esta absorção é necessário que a água
utilizada passe da fase líquida para a fase vapor. Esta mudança de fase demanda
uma quantidade de energia que é retirada do meio, no caso ar, resfriando-o.
Para que se aumente a troca de calor entre o ar e a água deve-se
aumentar a área de contato entre os dois meios. Os resfriadores evaporativos de
mercado utilizam-se de duas técnicas básicas: o espargimento de água na sucção
ou descarga de um ventilador e a utilização de colméias, onde, entre as suas
células, a água escorre sobre a forma de filme d’água umidificando toda a área da
colméia; no sentido transversal à colméia é forçado o fluxo de ar de um ventilador.
A eficiência do resfriador evaporativo dependerá intrinsecamente de dois
fatores: o tempo de contato do ar com o elemento úmido e a umidade relativa do ar.
O tempo de contato, no caso dos resfriadores com elementos em forma de colméias,
será dado pela espessura da mesma. Já a umidade relativa do ar nos dará o
potencial de evaporação do sistema. Quanto menor a umidade relativa, maior será o
potencial de evaporação (e de resfriamento) e maior será o benefício do resfriador
evaporativo. O ar, forçado a passar por entre a colméia de resfriamento, tenderá a
se aproximar da temperatura de bulbo úmido ambiente, pois com a evaporação da
água ele tende a ficar saturado, conforme mostra a Figura 3.10.
50
FIGURA 3.10 RENDIMENTO DO RESFRIADOR EVAPORATIVO (FONTE: ASHRAE HANDBOOK –
FUNDAMENTALS, 1989)
A eficiência do resfriador evaporativo pode ser definida por:
)()(
100'
1
21
TTTT
ec −−
= (3.4)
Onde:
ec = eficiência do resfriador evaporativo
T1 = temperatura de bulbo seco na entrada do ar
T2 = temperatura de bulbo seco na saída do ar
T’ = temperatura de bulbo úmido na entrada do ar
As colméias de resfriamento normalmente são fabricadas em fibras
naturais (tipos especiais de papéis), ou em material plástico. Os sistemas de
ventilação forçada utilizam-se ventiladores axiais ou centrífugos, de acordo com o
projeto construtivo. As velocidades do fluxo de ar variam conforme a fabricação e a
espessura da colméia, sendo que o usual é de até 3 m/s. De acordo com dados dos
fabricantes uma velocidade baixa de ar não aumenta a eficiência do equipamento a
partir de certo ponto; da mesma forma, velocidades muito altas podem acarretar
desperdício de água por arraste junto ao fluxo. Essas velocidades são ajustadas
para a espessura da colméia.
Da mesma forma o fluxo de água dependerá da área de colméia a ser
umidificada. Este fluxo deve permitir que, mesmo com o maior diferencial de
51
temperatura, toda a área da colméia fica saturada de água, para que a troca térmica
com o ar seco seja máxima.
O consumo de água dependerá da vazão de ar do resfriador evaporativo,
da umidade absoluta do ar e da eficiência do equipamento. Para o cálculo do
consumo de água instantâneo deve-se ter os seguintes dados:
a) temperatura de bulbo seco do ar na entrada do resfriador;
b) umidade relativa do ar (ou temperatura de bulbo úmido);
c) eficiência da colméia na condição de velocidade de ar de projeto (%);
d) vazão de ar do sistema.
Com os dados iniciais calcula -se a temperatura de saída do ar do
resfriador, pela Equação 3.4. Com o auxílio de uma carta psicrométrica (Fig. 3.11),
obtêm-se os valores de umidade absoluta para o ar admitido no resfriador e para o
ar resfriado, e o volume específico do ar na entrada. Pela Equação 3.4 calcula-se o
consumo de água do sistema, teórico, se considerar perdas devido a ineficiências do
sistema.
1000)(2 ESaroh WWmm −=••
(3.5)
Onde,
ohm 2
•
= fluxo de massa de água, em kg/s;
arm•
= fluxo de massa de ar, em kg/s;
SW = umidade absoluta do ar na saída do resfriador, em kg/kgar;
EW = umidade absoluta do ar na entrada do resfriador, em kg/ kgar.
52
FIGURA 3.11 CARTA PSICROMÉTRICA DE CURITIBA (FONTE: WWW.PUCPR.BR/LST, 2003).
3.7 CLIMATOLOGIA NA REFRIGERAÇÃO COMERCIAL
O dimensionamento dos componentes do sistema de refrigeração depende
também dos dados climáticos da cidade onde será instalado o sistema. Isto porque o
dimensionamento dos condensadores a ar, e também dos condensadores
evaporativos, utiliza-se dos dados climáticos como condição inicial de cálculo. No
caso dos condensadores a ar, a temperatura ambiente em conjunto com a pressão
desejada de condensação, determinará o diferencial médio de temperatura para a
seleção do modelo do condensador; no caso dos condensadores evaporativos,
utiliza-se da temperatura de bulbo úmido para selecionar-se o modelo do
condensador necessário para atender à instalação. Atualmente os dados climáticos
considerados são normalmente dados de temperatura máxima para uma cidade,
normalmente a máxima histórica. A utilização destes dados referencia-se ao fato de
que os sistemas de refrigeração têm que obter um desempenho máximo mesmo nos
dias de clima mais severo. Os dados de temperatura de bulbo úmido já são dados
médios históricos para a região da instalação, baseados nas tabelas da ASHRAE
53
para as cidades brasileiras e também nos dados do Instituto Nacional de
Meteorologia (INMET) ou do Instituto de Pesquisas Espaciais (INPE).
Estes valores históricos têm grande validade para o dimensionamento
inicial dos condensadores, porém não servem como base para uma simulação de
desempenho do sistema. No decorrer do período de um dia há uma grande variação
de temperatura e umidade relativa, em que as máximas temperaturas somente são
atingidas por um curto período de tempo. Na maioria do tempo as temperaturas
estão bem abaixo das previstas em projeto. Se forem consideras as estações do
ano, somente no verão, e em alguns dias, nota-se a ocorrência de temperaturas
próximas às máximas históricas. Isto é aplicável para a maioria das regiões
brasileiras, com algumas exceções em cidades próximas à Linha do Equador, em
que as temperaturas são mais estáveis ao longo do ano.
Para uma avaliação do consumo de energia em uma instalação outras
metodologias de análises climáticas são necessárias, nas quais sejam previstas as
condições anuais de temperatura e umidade relativa, podendo-se desta forma
avaliar as condições de trabalho dos componentes do sistema de refrigeração de
forma mais próxima ao que ocorre na realidade.
3.7.1 O MÉTODO DAS TEMPERATURAS BIN
Baseado nos estudos de GOULART et al. (1998), no dimensionamento de
sistemas de refrigeração e de climatização quando há grande variação na eficiência
do sistema de condensação, os cálculos para o consumo anual de energia podem
oferecer melhores resultados se forem avaliados, separadamente, em diferentes
intervalos de temperaturas e períodos do dia. Esta aproximação é conhecida como
método BIN, onde o consumo é calculado para vários valores de temperatura
externa.
Os dados de temperatura BIN consistem de números de horas em que a
temperatura externa se encontra dentro de um intervalo (bin). Estes intervalos são
usualmente de 3°C e podem ser coletados em três ou mais períodos diários. Os
valores de Temperaturas BIN são calculados para o Ano Climático de Referência –
54
TRY (8760 horas) e são apontados valores anuais e mensais para a ocorrência de
temperaturas.
3.7.2 ANO CLIMÁTICO DE REFERÊNCIA (TRY)
O ano climático de referencia (TRY – Test Reference Year) é calculado
para que se obtenha um ano típico, sem as temperaturas extremas, para o cálculo
de consumo de energia.
De acordo com GOULART et al. (1998) a ASHRAE recomenda duas fontes
de ano climático desenvolvidas para cálculos de energia utilizados no Estados
Unidos: o Test Reference Year (TRY), que foi preparado pelo National Climatic
Center e o Typical Meteorological Year (TMY) que foi preparado pelo Sandia
Laboratories. GOULART descreve o procedimento utilizado determinar o chamado
Test Reference Year (TRY):
O procedimento utilizado para selecionar o ano climático para um local específico, é
baseado na eliminação de anos de dados, os quais contém temperaturas médias
mensais extremas (altas ou baixas), até permanecer um ano, somente. Para isto, os
meses são classificados em ordem de importância para cálculo de energia, analisando-
se os valores médios mensais de temperatura do ar, anotando-se o mês mais quente e
o mês mais frio, o segundo mês mais quente e o segundo mês mais frio e assim por
diante, conforme aparecem as maiores e as menores temperaturas médias mensais,
respectivamente. Após fecharem os doze meses, repete-se a seqüência dos meses,
porém invertendo-se o sentido de análise, ou seja, onde é quente passa a ser frio e vice-
versa. Com isso, os anos que apresentarem temperaturas médias mensais extremas
(mais altas ou mais baixas) poderão ser eliminados de acordo com o procedimento. As
temperaturas médias mensais, para cada ano do período de registros disponível, são
calculadas e examinadas de acordo com a seqüência listada. O ano com o mês mais
quente é anotado. Depois, o ano que contém o mês mais frio. O processo continua,
anotando-se os anos nos quais ocorrem os extremos. Estes anos são, então, eliminados
e o procedimento é repetido até restar somente um. Este ano é designado como Ano
Climático de Referência.
O Test Reference Year (TRY), determinado pelo processo descrito,
apresenta dados climáticos horários em um formato padronizado, contendo
informações climáticas para as 8.760 horas do ano.
55
As cartas bioclimáticas preparadas com os dados do TRY são para o uso em
sistemas de climatização para conforto térmico. Para o uso em sistemas de
refrigeração e de resfriamento evaporativo com fins industriais, elas devem sofrer
adaptações, uma vez que os parâmetros de dimensionamento são diversos.
Como exemplo, para uma análise de uma instalação na cidade de Curitiba, o
estudo da carta bioclimática, Figura 3.12, mostra que a zona de resfriamento
evaporativo (Zona 3), para a climatização, não é aplicável: os pontos em vermelho
correspondem às condições de temperatura e umidade monitoradas; para a zona
classificada como apropriada ao uso do resfriamento evaporativo, a de n°3, não há a
ocorrência de medições. Porém, para a solução proposta neste estudo, como
demonstrado no capítulo de resultados, há uma aplicação prática.
FIGURA 3.12 CARTA BIOCLIMATICA COM TRY DE CURITIBA (FONTE GOULART ET AL., 1998)
SILVA (2004) desenvolveu modelos matemáticos para simulação de
processos de resfriamento evaporativo por microaspersão d’água, mostrando ser
uma técnica interessante em eficiência energética para produzir ambientes
termicamente confortáveis mesmo em climas úmidos como o de Florianópolis - SC
56
IV – METODOLOGIA
4.1 DESCRIÇÃO DA INSTALAÇÃO ANALISADA
Por motivos de facilidade de acesso aos dados, e proximidade devido à
instalação estar localizada na cidade de Curitiba, definiu-se a instalação da loja do
grupo Sonae, conhecida por Mercadorama Cabral, instalada na Av. João Gualberto,
no bairro Cabral, como a instalação a ser estudada para este comparativo de
desempenho. O layout da loja é apresentado no Apêndice A.
Além dos motivos logísticos, a referida instalação possui algumas
características que facilitam a comparação dos resultados reais, obtidos através de
sistema de aquisição de dados da loja, com a simulação de desempenho do sistema
proposto, com pré-resfriamento dos condensadores a ar, bombeamento de líquido
refrigerante e controle flutuante da pressão de condensação. Estas características
são: controle de capacidade dos condensadores por inversor de freqüência,
condensadores e compressores de bons fabricantes, dados de capacidade
confiáveis e sistema de aquisição de dados com monitoração completa da
instalação.
A instalação desta loja possui um sistema de refrigeração fabricado pela
Racks Refrigeração Ltda, composto por dois sistemas de compressores montados
em paralelo, ambos com três compressores semi-herméticos de fabricação Bitzer.
Um sistema foi dimensionado para média temperatura (temperatura de evaporação
de-10°C) e o outro para baixa temperatura (-33°C de temperatura de evaporação).
4.1.1 SISTEMA DE MÉDIA TEMPERATURA
O sistema de média temperatura é composto por três compressores
instalados em paralelo, de fabricação Bitzer, montados sobre dois reservatórios de
líquido interligados. Os compressores estão interligados tanto na baixa pressão
57
quanto na alta pressão, e também possui sistema de equalização de óleo. Os
compressores são:
a) Compressor n° 1: modelo 4J 22.2;
b) Compressores n° 2 e n° 3: modelo 6H 35.2.
O sistema possui sensores de pressão instalados nos coletores de sucção
dos compressores e no coletor de descarga de refrigerante. Também são
monitoradas as temperaturas de sucção e de descarga dos compressores.
O dimensionamento do sistema baseou-se nas condições padronizadas
pela instaladora, sendo:
a) Temperatura de evaporação: -10°C
b) Temperatura de condensação: +45°C
c) Superaquecimento geral do sistema: 15K
d) Superaquecimento útil nos evaporadores: 10K
e) Sub-resfriamento de líquido nos condensadores: 3K
f) Temperatura ambiente máxima: 35°C
g) Diferencial de temperatura para cálculo dos condensadores a ar: 10K
Com estes dados iniciais é realizado o dimensionamento dos
compressores (utilizando-se do software de dimensionamento fornecido pelo
fabricante). O dimensionamento está descrito na Tabela 4.1
TABELA 4.1 DIMENSION AMENTO DOS COMPRESSORES – SISTEMA DE MÉDIA TEMPERATURA (FONTE: SOFTWARE WBITZER 4.01)
Tev Tcond ?TSH ?TShutil Capacidade Calor a Rejeitar Compressor
°C °C K K kW kW 4J 22.2 -10 45 15 10 36,06 51,48 6H 35.2 -10 45 15 10 62,60 89,30 6H 35.2 -10 45 15 10 62,60 89,30
Capacidade Total 161,26 230,08 Tev: Temperatura de Evaporação Tcond.: Temperatura de Condensação ?Tsh: Superaquecimento total nos compressores ?Tshutil: Superaquecimento útil nos evaporadores
58
O condensador a ar dimensionado para esta loja é de fabricação Profroid,
importado da França, modelo C4AH 6MD4, motor 8 pólos normal. Este modelo foi
selecionado para um diferencial de temperatura de 10K, e as capacidades para
outros diferenciais de temperatura estão descritos na Tabela 4.2.
TABELA 4.2 CAPACIDADES DO CONDENSADOR PROFROID C4AH 4MD4 (FONTE: CATÁLOGO FABRICANTE)
Diferencial de Temperatura (K) Condensador C4AH 4MD4 ∆T 3 ∆T 5 ∆T 7 ∆T 9 ∆T 10 ∆T 11 ∆T 13 ∆T 15
Capacidade kW 74,65 124,42 174,19 223,96 248,85 273,73 323,50 373,27
4.1.2 AMBIENTES REFRIGERADOS DE MÉDIA TEMPERATURA
A instalação escolhida para o estudo é uma loja de médio porte, porém
com uma grande diversidade de ambientes refrigerados, tendo uma configuração
próxima ao dos hipermercados, porém em menor escala. A instalação das câmaras
frigoríficas foi executada pela instaladora Plotter Engenharia S/C Ltda, com
componentes fornecidos pela Danica Industrial. Os expositores frigoríficos foram
fornecidos pela Electrolux. Todos os ambientes e suas respectivas cargas térmicas
de refrigeração, conforme foram calculados pelo instalador e com dados fornecidos
pelo fabricante dos expositores frigoríficos, estão detalhados na Tabela 4.3
TABELA 4.3 AMBIENTES DO SISTEMA DE MÉDIA TEMPERATURA
CARGA TÉRMICA TEMPERATURA INTERNA AMBIENTE DESCRIÇÃO
kW °C CÂMARA HOMOGENIZAÇÃO 3,14 0 CÂMARA CARNES EMBALADAS 2,33 0 CÂMARA PEIXES RESFRIADOS 2,33 0 CÂMARA ROTISSERIA 2,85 4 CÂMARA CONFEITARIA 2,09 4 CÂMARA COZINHA 2,85 4 CÂMARA CARNES 7,44 0 CÂMARA HORTI 4,07 8 CÂMARA FIAMBRERIA 4,88 4 CÂMARA LATICÍNIOS 5,64 4
59
TABELA 4.3 AMBIENTES DO SISTEMA DE MÉDIA TEMPERATURA (CONTINUAÇÃO)
CARGA TÉRMICA TEMPERATURA INTERNA AMBIENTE DESCRIÇÃO
kW °C SALA DE PREPARO FRUTAS E VERDURAS 4,53 12 SALA DE PREPARO CARNES 6,86 12 SALA DE PREPARO LATICÍNIOS 2,85 12 SALA DE PREPARO FIAMBRERIA 4,24 12
EXPOSITOR CONFEITARIA 0,87 2 EXPOSITOR LATICÍNIOS 14,49 4 EXPOSITOR LATICÍNIOS 11,44 4 EXPOSITOR CARNES EM CORTE 1,09 0 EXPOSITOR SERVIÇO DE FRIOS 0,87 2 EXPOSITOR FRIOS EM CORTE 3,06 2 EXPOSITOR ROTISSERIA 3,85 2 EXPOSITOR CARNES EMBALADAS 16,35 0 EXPOSITOR LATICÍNIOS 9,16 4 EXPOSITOR LATICÍNIOS 18,31 4 EXPOSITOR FRUTAS E VERDURAS 6,54 8
Carga Térmica Total 142,15
4.1.3 SISTEMA DE BAIXA TEMPERATURA
O sistema de baixa temperatura possui a mesma configuração do de
média, sendo composto também por três compressores instalados em paralelo, de
fabricação Bitzer, montados sobre dois reservatórios de líquido interligados. Os
compressores são:
a) Compressor n° 1, 2 e 3: modelo 4H 15.2.
Da mesma forma, o sistema de baixa temperatura também possui
monitoração de pressão e de temperatura, tanto no lado de baixa pressão (sucção
dos compressores), quanto no de alta pressão (descarga dos compressores). O
dimensionamento do sistema baseou-se nas condições padronizadas pela
instaladora, sendo:
60
a) Temperatura de evaporação: -33°C
b) Temperatura de condensação: +45°C
c) Superaquecimento geral do sistema: 15K
d) Superaquecimento útil nos evaporadores: 10K
e) Sub-resfriamento de líquido nos condensadores: 3K
f) Temperatura ambiente máxima: 35°C
g) Diferencial de temperatura para cálculo dos condensadores a ar: 10K
Os dados de capacidade nominal, também calculados utilizando-se do
software de dimensionamento fornecido pelo fabricante, estão demonstrados na
Tabela 4.4.
TABELA 4.4 DIMENSION AMENTO DOS COMPRESSORES – SISTEMA DE BAIXA TEMPERATURA (FONTE: SOFTWARE WBITZER 4.01)
Tev Tcond ?TSH ?TSHutil Capacidade Calor a Rejeitar Compressor
°C °C K K kW kW 4H 15.2 -33 45 15 10 11,36 21,41 4H 15.2 -33 45 15 10 11,36 21,41 4H 15.2 -33 45 15 10 11,36 21,41
Capacidade Total 34,08 64,23 Tev: Temperatura de Evaporação Tcond.: Temperatura de Condensação ?Tsh: Superaquecimento total nos compressores ?Tshutil: Superaquecimento útil nos evaporadores
O condensador a ar dimensionado para o sistema de baixa temperatura
também é de fabricação Profroid, importado da França, modelo C5AH 2MS4, motor
8 pólos normal. Este modelo foi dimensionado para um diferencial de temperatura de
10K, e as capacidades para outros diferenciais de temperatura estão descritos na
Tabela 4.5.
TABELA 4.5 CAPACIDADES DO CONDENSADOR PROFROID C5AH 2MS4 (FONTE: CATÁLOGO FABRICANTE)
Diferencial de Temperatura (K) Condensador C5AH 2MS4 ∆T 3 ∆T 5 ∆T 7 ∆T 9 ∆T 10 ∆T 11 ∆T 13 ∆T 15
Capacidade kW 24,88 41,47 58,06 74,65 82,95 91,24 107,83 124,42
61
4.1.4 AMBIENTES REFRIGERADOS DE BAIXA TEMPERATURA
Os ambientes de baixa temperatura são mais restritos do que os de média,
com a instalação possuindo somente uma câmara de congelados e expositores tipo
ilha de congelados, abertos. A descrição dos fornecedores é a mesma dos
ambientes de média temperatura. Os ambientes estão descritos na Tabela 4.6 TABELA 4.6 AMBIENTES DO SISTEMA DE BAIXA TEMPERATURA
CARGA TÉRMICA TEMPERATURA INTERNA TIPO DE AMBIENTE DESCRIÇÃO kW °C
CÂMARA CONGELADOS 7,15 -20 EXPOSITOR CONGELADOS 1 2,92 -25 EXPOSITOR CONGELADOS 2 2,92 -25 EXPOSITOR CONGELADOS 3 2,92 -25 EXPOSITOR CONGELADOS 4 2,92 -25 EXPOSITOR CONGELADOS 5 2,92 -25 EXPOSITOR CONGELADOS 6 2,03 -25
Carga Térmica Total 23,78
4.1.5 CONTROLE DOS SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO
O sistema de controle dos sistemas de refrigeração de média e baixa
temperatura foi fornecido pela empresa Microblau. Trata-se de um controlador micro-
processado por sistema (resfriados e congelados), monitorado a distância por uma
CPU que está interligada tanto aos controladores dos compressores e
condensadores como aos controladores individuais dos ambientes refrigerados.
O sistema de controle dos compressores obedece à lógica do
funcionamento por bandas de trabalho, ou seja, escolhe-se uma regulagem tanto
para a pressão de evaporação quanto para a pressão de condensação e delimita-se
uma faixa de trabalho, tanto para cima quanto para baixo, na qual o sistema deverá
operar. Por exemplo: set point de pressão de evaporação: 2 x 105kPa, faixa de
trabalho: + 0,2 x 105kPa; o sistema desligará compressores quando a pressão atingir
1,8 x 105kPa e religará compressores quando esta atingir 2,2 x 105kPa. Os
compressores são desligados e religados obedecendo a uma seqüência definida
62
pelo controlador, que visa manter todos os compressores com um mesmo tempo de
trabalho, evitando assim que um compressor se desgaste mais do que os outros.
Também os compressores obedecem a um tempo, definido pelo instalador, de
entrada e saída de funcionamento. Este tempo serve para verificar se o sistema
novamente está trabalhando dentro da faixa estabelecida ou se continua uma
tendência de se afastar desta faixa. Este controle serve para diminuir o número de
partidas de compressor, evitando-se que se retire (ou entre) de funcionamento um
compressor caso haja uma tendência do sistema novamente trabalhar nos limites
pré-estabelecidos. Há um terceiro controle, este de número de partidas de
compressor. Conforme o fabricante, para se evitar que o compressor seja ligado
repetidamente, o que causa sobre aquecimento e possível queima do motor elétrico,
há uma limitação do número de partidas, que se sobrepõe aos comandos
anteriormente descritos. Mesmo que o sistema esteja necessitando de mais
capacidade um compressor não se religará caso esteja em contagem de tempo para
garantir o número máximo de partidas por hora.
Já o controle dos condensadores, nesta loja, é feito em duplicidade pelo
controlador eletrônico e por um inversor de freqüência. O controlador micro-
processado monitora a pressão de condensação e envia um sinal para o inversor de
freqüência. O inversor controla a rotação dos motores dos ventiladores do
condensador a ar. Dentro de uma faixa estabelecida pelo instalador, os ventiladores
irão variar a velocidade controlando a capacidade do condensador pela variação do
fluxo de ar. Normalmente este controle é bastante eficaz. Os inversores, na
instalação estudada, foram regulados para um controle de pressão de condensação
em 13,5 x 105kPa, com uma histerese de +0,5 x 105kPa. Portanto a pressão de
condensação varia em torno de 13 a 14 x 105kPa, conforme podemos ver numa
amostra do gráfico (Figura 4.1) do sistema de aquisição de dados instalado na loja.
63
FIGURA 4.1 CURVAS DE PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO E DE SUCÇÃO SISTEMA DE RESFRIADOS –
PRESSÃO EM 105Pa (FONTE: SISTEMA DE AQUISIÇÃO DE DADOS D A INSTALAÇÃO)
Uma análise dos gráficos coletados no mês de fevereiro de 2002 (ver
Apêndice B) mostrou que se pode considerar a pressão de condensação estável,
tanto para o sistema de resfriados como o de congelados, em 13,5 x 105Pa (38°C). A
análise das pressões de sucção dos dois sistemas, também realizada sobre o
gráfico coletado pelo sistema de monitoração da loja, mostrou médias de pressão de
sucção de 2,5 x 105Pa (aproximadamente –10°C) para resfriados e 0,4 x 105Pa
(-33°C) para congelados. Estas temperaturas médias de condensação e de
evaporação serão adotadas para a análise de viabilidade dos sistemas de
resfriamento de condensação e de pressurização de líquido.
4.1.6 DESCRIÇÃO DO SISTEMA DE AQUISIÇÃO DE DADOS
O sistema de controle e aquisição de dados, denominado MIC 300 SRB é
composto por 4 módulos: CPU (modelo SM2 350), módulo de entradas digitais
(modelo SM2 320), módulo de saídas digitais (SM2 311) e um terminal de interface
64
(modelo TM 400). Além destes, há um quadro remoto de monitoração, denominado
pelo fabricante como QDK, composto por uma CPU, na qual está instalado o
software de monitoração MICFRIO, que armazena os dados adquiridos no SM2 350
e elabora gráficos de acompanhamento do sistema. Também é possível alterar os
parâmetros de configuração por este terminal remoto.
A interligação destes módulos é feita com cabo de comunicação de três
fios, e a alimentação é em 24V AC. A Tabela 4.7 traz um explicativo das entradas e
saídas digitais e também das analógicas dos módulos.
TABELA 4.7 ENTRADAS E SAÍDAS DIGITAIS E ANALÓGICAS DO CONTROLADOR MIC 300 SRB (FONTE: MICROBLAU)
ENTRADAS ANALÓGICAS BORNES SINAL FAIXA Pressão Sucção Z10 - Z11 4 a 20 mACC -1.a. + 10 x 105Pa
Pressão Descarga Z20 - Z21 4 a 20 mACC 0.a + 30 x 105Pa Temp. Sucção Z50 - Z51 PT 1000 -50 a..+50 oC
Temp. Descarga Z60 - Z61 PT 1000 0 a.. 200 oC SAÍDAS DIGITAIS BORNES SINAL FAIXA
Liga / Desl. Comp. 1 10 - 11 Contato Aberto c/ chave A/O/M
-
Liga / Desl. Comp. 2 20 - 21 Contato Aberto c/ chave A/O/M
-
Liga / Desl. Comp. 3 30 - 31 Contato Aberto c/ chave A/O/M
-
Liga / Desl. Comp. 4 40 - 41 Contato Aberto c/ chave A/O/M
-
Liga / Desl. Vent. 1 50 - 51 Contato Aberto c/ chave A/O/M
-
Liga / Desl. Vent. 2 60 - 61 Contato Aberto c/ chave A/O/M
-
Liga / Desl. Vent. 3 70 - 71 Contato Aberto c/ chave A/O/M
-
Alarme Externo 80 - 81 Contato Aberto c/ chave A/O/M
-
ENTRADAS DIGITAIS BORNES SINAL FAIXA Síntese def. comp. 1 10 - 11 220 VAC - Síntese def. comp. 2 20 - 21 220 VAC - Síntese def. comp. 3 30 - 31 220 VAC - Síntese def. comp. 4 40 - 41 220 VAC -
Os sensores de pressão utilizados nesta instalação são fabricados pela
Danfoss, modelo AKS 32, com precisão de + 0.3%.
65
Os sensores de temperatura também são fabricados pela Danfoss, modelo
AKS11, do tipo PT 1000, ajustados e testados conforme a norma DIN IEC 751
classe B.
4.2 PROPOSTA DE SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO
As melhorias propostas para o sistema de refrigeração visam propiciar ao
sistema a possibilidade de trabalhar em uma faixa de pressão de condensação mais
baixa, com uma conseqüente diminuição da taxa de compressão e, portanto, com
uma redução no trabalho de compressão e no consumo de energia. As melhorias
propostas são:
a) Inclusão de bomba hidráulica para realizar uma pressurização
do refrigerante no estado líquido que alimenta as válvulas de
expansão termostáticas;
b) Alteração no sistema de controle de pressão de condensação,
passando do atual sistema de controle por inversor de
freqüência para um controle flutuante de pressão, ou seja, a
pressão de condensação variará livremente conforme a
capacidade dos condensadores e com a temperatura
ambiente; somente é feito um controle de pressão mínima de
condensação, de acordo com as especificações do fabricante
dos compressores;
c) Inclusão de sistema de pré-resfriamento do ar de sucção dos
condensadores, por meio de um resfriador evaporativo, com o
objetivo de se aumentar a capacidade dos condensadores.
Essas alterações propostas, instaladas em conjunto e para um sistema de
refrigeração comercial, não possui precedentes no Brasil. Mesmo nos países da
América do Norte e Europa, onde o bombeamento de líquido refrigerante conjugado
com o sistema de controle de condensação flutuante são soluções já aplicadas e de
66
comprovada eficiência, não foram encontrados relatos sobre uma instalação como
está sendo proposto neste estudo.
4.3 DADOS CLIMÁTICOS DE CURITIBA
Um dos parâmetros principais deste estudo é o clima. Como a temperatura
externa e a umidade absoluta ambiente têm influência direta no funcionamento do
condensador a ar e do pré-resfriador evaporativo, torna-se fundamental para a
composição do perfil de funcionamento do sistema o estudo do clima da região onde
estão instalados os equipamentos.
No caso deste estudo a obra analisada encontra-se na cidade de Curitiba.
Para o estudo climatológico foi tomado como base o trabalho da Universidade
Federal de Santa Catarina (UFSC), cujo título é Dados Climáticos Para Projeto e
Avaliação Energética de Edificações Para 14 Cidades, GOULART et al. (1998), cujo
mapeamento do clima de Curitiba seguiu a metodologia da ASHRAE, e os dados de
umidade relativa para as 8760 horas do TRY, informados pelo Laboratório de
Sistemas Térmicos (LST) da Pontifícia Universidade Católica do Paraná.
A metodologia ASHRAE entende que o nível de freqüência de uma
temperatura específica em um determinado período de tempo se repetirá no futuro.
São definidas freqüências de reincidências de temperatura e umidade; as
freqüências de 1%, 2,5% e 5% são apresentadas, para o período de verão
(dezembro a março, 2904 horas), e capacitam o engenheiro calculista a decidir o
nível de risco do seu projeto. Para o período de inverno são apresentados dois
níveis de freqüência de ocorrência. Estes níveis representam temperaturas (bulbo
seco) que são igualadas ou excedidas por 99% ou 97,5% dos valores
correspondentes ao número total de horas dos meses de junho, julho e agosto (um
total de 2.208 horas) no hemisfério Sul.
Também são encontradas as temperaturas de bulbo úmido que
representam valores que são igualados ou excedidos por 1%, 2,5% e 5% das horas
durante os meses de verão. Segundo a ASHRAE, as temperaturas de bulbo seco de
projeto com a temperatura de bulbo úmido coincidente devem ser usadas para
calcular cargas de refrigeração em edificações. Já as temperaturas de bulbo úmido
de projeto são determinadas para uso em processos de resfriamento evaporativo,
67
que serão utilizadas neste estudo, e também podem ser usadas para calcular cargas
de ventilação.
Na metodologia atual de cálculo, são utilizadas somente as temperaturas
máximas para a condição de verão no dimensionamento dos condensadores a ar.
Estes valores de temperatura máxima são retirados da tabela da ASHRAE para a
América do Sul ou de tabelas de temperaturas máximas históricas registradas. Ao
contrário dos sistemas de climatização, os sistemas de refrigeração consideram o
método de temperaturas BIN para o dimensionamento dos seus equipamentos. Isto
porque, segundo costume do mercado, enquanto que para os sistemas de
climatização é “permitido” que o sistema não opere com eficiência máxima nos dias
mais quentes (que ultrapassem as condições de risco apresentadas pela ASHRAE),
os sistemas de frio alimentar não podem, em hipótese alguma, apresentar
problemas de desempenho, sob risco de perda de mercadoria. Desta forma são
utilizados, por quase todos os fabricantes de equipamentos, dados até mesmo acima
das temperaturas máximas registradas para fins de cálculo do sistema de
compressão e condensação.
4.3.1 TEMPERATURAS DE BULBO SECO
A idéia apresentada neste estudo prevê a utilização da mesma
metodologia para o estudo do clima aplicada nos sistemas de climatização, no que
se refere a uma simulação de desempenho dos equipamentos frigoríficos. Como se
pretende estimar a redução no consumo de energia, há a necessidade de adotar um
método de mapeamento do clima da cidade em que está instalada a obra, e não
somente um valor fixo para o dimensionamento primário do sistema. Para facilitar a
análise dos dados, ao invés de se utilizar os valores de temperatura agrupados três
a três, optou-se pela análise dos dados individuais. Isto porque a cada grau de
temperatura ambiente altera significativamente a capacidade dos condensadores a
ar.
O método das temperaturas BIN é recomendado pela ASHRAE para
equipamentos que são suscetíveis a grandes variações de carga térmica. Este é o
68
caso do sistema de refrigeração para frio alimentar. Além estar sujeito à variação da
temperatura ambiente, há ainda a variação da carga térmica dos ambientes
refrigerados. Fatores como o carregamento de produto, movimentação dos
consumidores no interior da loja, umidade relativa ambiente, iluminação da loja,
freqüências de descongelamentos nos ambientes refrigerados, todos estes fatores
influenciam na carga de refrigeração requerida pelo sistema. Os valores de
temperaturas BIN para a cidade de Curitiba foram retirados do trabalho de
GOULART et al., (1998). Porém somente os valores anuais de temperatura de bulbo
seco não são suficientes para dimensionar o sistema proposto. Como se pretende
adotar o pré-resfriamento evaporativo para aumentar a capacidade dos
condensadores a ar, também é necessário cruzar os dados das temperaturas de
bulbo seco com os de umidade relativa (ou temperatura de bulbo úmido).
4.3.2 TEMPERATURAS DE BULBO ÚMIDO
Para se obter o rendimento do resfriador evaporativo é necessário o
conhecimento das temperaturas de bulbo úmido (ou da umidade relativa). O
dimensionamento das colméias de evaporação que compõe o resfriador é feito pelo
cruzamento das espessuras da colméia (tempo de contato do fluxo de ar com o meio
úmido), velocidade do fluxo de ar e da umidade relativa ambiente.
Os dados anuais de temperatura de bulbo úmido, para as 8760 horas do
TRY, foram também tratados individualmente, da mesma forma prevista para as
temperaturas de bulbo seco, para que ambas pudessem ser analisadas em
conjunto.
Como a intenção é analisar o funcionamento do resfriador evaporativo
aplicado ao condensador a ar, foi definido que ganhos inferiores a 1K no resfriador
evaporativo não seriam interessantes ao sistema de condensação, portanto todos os
valores de resfriamento abaixo desta faixa foram desconsiderados para a utilização
do resfriador. Normalmente estes valores ocorreram com umidades relativas acima
69
de 90%.
As freqüências temperaturas de bulbo seco com umidades relativas
inferiores a 90% foram comparadas, uma a uma, com o rendimento do resfriador
evaporativo para se obter a temperatura de entrada de ar no condensador e também
para o cálculo do consumo de água do sistema de resfriamento evaporativo.
Desta análise foi criada uma freqüência de temperaturas resfriadas para a
análise do funcionamento do sistema proposto.
4.4 RESFRIAMENTO EVAPORATIVO E A CONDENSAÇÃO A AR
Para reduzir-se a temperatura de condensação a ar sem que se altere
significativamente o custo dos condensadores a ar que, como já descrito antes são
os mais utilizados no mercado de refrigeração comercial, este estudo propõe a
combinação das serpentinas de condensação com os painéis de resfriamento
evaporativo. A intenção do estudo é a economia de energia do sistema como um
todo, ou seja, fazer com que os compressores funcionem com a mais baixa pressão
de condensação possível sem que, com isto, a instalação fique inviável
economicamente.
O conceito é fazer com que o ar captado pelos ventiladores do
condensador tenha sido resfriado, por um painel úmido, para uma temperatura
próxima da temperatura de bulbo úmido. Com isto amplia-se a capacidade do
condensador a ar, uma vez que a mesma é diretamente proporcional ao diferencial
de temperatura entre a temperatura de condensação e a temperatura de entrada de
ar: Uma análise simplista do dimensionamento dos condensadores a ar pode ser
feita pela Equação 4.1:
TAUQOc ∆= .. (4.1)
70
Portanto a capacidade do condensador a ar é diretamente proporciona l ao
diferencial de temperatura (?T) entre a temperatura ambiente e a temperatura de
condensação. O acréscimo de um grau no diferencial de temperatura acrescentará
em 10% a capacidade do condensador dimensionado com um diferencial de
temperatura de 10K.
Usualmente os diferenciais de temperatura utilizados no Brasil variam entre
6 a 12 K. Conforme já explanado, por motivo de economia no investimento inicial da
obra, os projetistas preferem dimensionar os sistemas para trabalharem com
pressões de condensação altas para poderem dimensionar os condensadores
também com um diferencial de temperatura alto, e portanto, equipamentos de menor
dimensão e custo. Um bom projetista faz um balanceamento de custo entre a
diminuição de capacidade dos compressores e o custo do condensador a ar,
chegando a um valor ideal para a instalação. Na Tabela 4.8 são demonstradas as
temperaturas normalmente adotadas para algumas capitais brasileiras, bem como os
diferenciais de temperatura de condensação para o dimensionamento dos
condensadores.
TABELA 4.8 – TEMPERATURAS USUAIS DE PROJETO PARA CONDENSADORES A AR (FONTE: RAKCS REFRIGERAÇÃO LTDA).
CIDADE TBS (°C) ∆T (K) Tcond Curitiba 35 10 45
São Paulo 37 10 47 Rio de Janeiro 42 8 50
Brasília 37 10 47 Porto Alegre 40 10 50 Florianópolis 40 10 50
Salvador 40 10 50 Recife 40 10 50
Pelas temperaturas apresentadas se pode notar que são aplicadas
temperaturas próximas às máximas históricas para o dimensionamento dos
condensadores a ar. A prática vem do motivo que o sistema de frio alimentar tem
que, mesmo nas condições mais extremas, ter um rendimento ótimo. Como os
valores de temperatura ambiente variam abaixo da temperatura estimada em
71
projeto, a maioria das instalações, com condensadores a ar, funcionam numa faixa
média de pressão de condensação correspondente a 40°C. Um dos efeitos da
utilização de altas temperaturas de condensação para o dimensionamento dos
condensadores é que, para os diferenciais menores de temperatura os
condensadores perdem eficiência. Ao contrário, os compressores, para menores
temperaturas de condensação, têm sua capacidade elevada. Esta conjunção leva ao
sistema operar com um menor sub-resfriamento de líquido, uma vez que os
condensadores não mais estão trabalhando dentro da faixa estimada no projeto
inicial. Esta diminuição na capacidade de sub-resfriar o líquido causa o aparecimento
do flash gas nas tubulações, diminuindo a capacidade das válvulas de expansão e
conseqüentemente o desempenho do sistema como um todo.
A análise das temperaturas BIN das cidades brasileiras abordadas por
GOULART et al. (1998) indica que, para as cidades do sul do país, o resfriamento
evaporativo é importante para que o projetista tenha segurança em dimensionar os
condensadores a ar pela média das temperaturas máximas, e não pela máxima
histórica. Como nas horas em que a temperatura está mais elevada a umidade
relativa estará mais baixa, fato que aumenta o rendimento do resfriador, o sistema
nunca estará sujeito a condições extremas de temperaturas, podendo ser
dimensionado para a média das temperaturas máximas. Além disto, se for feito um
controle de funcionamento do resfriador pela leitura da umidade relativa, realizado a
partir dos 14°C ambiente, com uma umidade relativa inferior a 90%, o resfriamento
do ar já obtém valores maiores que 1K em relação à temperatura ambiente, o que já
auxilia na redução da temperatura de condensação.
Para as demais regiões do país as médias de temperaturas BIN são mais
altas do que no sul, o que indica que o ganho com a utilização do resfriamento
evaporativo é maior. Enquanto que nas cidades de Curitiba e Porto Alegre a
concentração de temperaturas é maior entre 14 a 22°C, nas cidades mais ao norte
de nosso país esta concentração se dá em torno dos 20 a 26°C. Quanto maior a
temperatura ambiente mais alta será a temperatura de condensação, portanto o
ganho com o resfriamento evaporativo será mais significativo nestas cidades do que
no sul.
72
Como o objetivo é demonstrar a possibilidade da utilização do resfriador
evaporativo como alternativa viável para a redução do consumo de energia, o estudo
de uma loja situada na cidade de Curitiba, onde teoricamente o resfriamento teria
menos influência, valida o método para a aplicação em todo o país.
4.4.1 DIMENSIONAMENTO DO RESFRIADOR EVAPORATIVO
Como fornecedor dos painéis evaporativos foi escolhida a empresa
Munters, que possui tecnologia e capital suecos, e que tem uma unidade fabril em
Curitiba. Mundialmente conhecida por seus equipamentos de controle de umidade, a
Munters fabrica uma colméia de papel especial nas espessuras de 4, 6, 8 e 12
polegadas. Segundo o fabricante, a vida útil desta colméia é em torno de 5 anos
sem se deteriorar. É composta de um sanduíche de folhas de papel especial, com
canais de direcionamento de água, colados entre si.
O modelo escolhido tem a denominação comercial de CelDEK. O
dimensionamento considera a velocidade de ar, eficiência desejada e a perda de
pressão causada no fluxo de ar. Como o conceito, além da eficiência, leva em
consideração a aplicabilidade do resfriador, a espessura escolhida deve atender aos
seguintes quesitos:
a) Alta eficiência para as condições de uso, pois se pretende atingir
bons resultados mesmo em condições de umidade relativa alta;
b) Perda de carga no fluxo de ar baixa, uma vez que o estudo prevê
que sejam instalados em conjunto com o condensador a ar, portanto
utilizando-se dos mesmos ventiladores. Com uma perda de carga
alta há redução considerável no fluxo de ar, portanto uma redução
na capacidade do condensador a ar;
c) Baixo custo, para que a instalação seja economicamente viável.
Combinando-se estes quesitos, optou-se pela utilização da colméia com 8
polegadas de espessura. Na Figura 4.2 estão representadas as curvas de eficiência
73
das colméias de resfriamento. A velocidade média do fluxo de ar nos condensadores
a ar situa-se em torno de 2,0 a 2,5 m/s. Portanto, para esta velocidade o painel de 8
polegadas apresenta uma eficiência média de 80%. Esta eficiência permitirá
reduções significativas na temperatura de entrada de ar no condensador.
Eficiência Painel CelDek
50%55%60%65%70%75%80%85%90%95%
100%
0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5
Velocidade do ar (m/s)
Efic
iênc
ia (%
)
4"
6"
8"
12"
FIGURA 4.2 EFICIÊNCIA DOS PAINÉIS CELDEK (FONTE: SITE DO FABRICANTE:
WWW.MUNTERS.COM.BR, 2004)
Para se obter a capacidade final do conjunto resfriador-condensador, é
necessário estudar a influência que a perda de pressão causada pela passagem do
ar no resfriador evaporativo terá sobre a capacidade do condensador a ar. A Figura
4.3 mostra as curvas de perda de pressão para cada espessura de painel
evaporativo. Conforme a escolha feita, o painel de 8 polegadas, a uma velocidade
de 2,25 m/s, causará uma perda de pressão de 28 Pa no fluxo de ar. Utilizando-se
do programa de dimensionamento de serpentinas denominado Coils 1.0, fornecido
pela Thermokey, empresa fabricante de condensadores italiana que possui uma
unidade em Curitiba, foi simulada esta perda para um condensador a ar com as
mesmas características do instalado na obra de estudo. Esta perda de pressão de
28 Pa representará uma redução na capacidade de condensação de 5% .
74
Perda de Pressão no Fluxo de ArPainel CelDek
-102030405060708090
100
0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5
Velocidade (m/s)
Per
da
de
Pre
ssão
(Pa)
4"
6"
8"
12"
FIGURA 4.3 PERDA DE PRESSÃO NOS PAINÉIS CELDEK (FONTE: SITE DO FABRICANTE:
WWW.MUNTERS.COM.BR ,2004)
4.5 DIMENSIONAMENTO DAS BOMBAS DE PRESSURIZAÇÃO DE LÍQUIDO
REFRIGERANTE
O dimensionamento das bombas centrífugas de pressurização de líquido
refrigerante é realizado sobre dois fatores: a vazão necessária de líquido para a
alimentação de todas as válvulas de expansão do sistema e o diferencial de pressão
desejado.
A vazão necessária para o sistema tem que ser igual ou maior do que a
capacidade de compressão. No entanto, deve-se tomar o cuidado de analisar a
vazão necessária pela mais baixa pressão e condensação que o sistema poderá
trabalhar, isto porque a capacidade de compressão do sistema variará segundo a
taxa de compressão instantânea. Como o objetivo da utilização das bombas de
pressurização é exatamente permitir que a pressão de condensação module
livremente conforme variar a capacidade dos condensadores com a alteração da
75
temperatura ambiente, não se pode adotar como vazão de líquido necessária àquela
do dimensionamento nominal do sistema. Torna-se necessário avaliar a vazão de
líquido dos compressores também na condição de menor temperatura de
condensação desejada.
Neste ponto também há uma precaução. Poder-se-ia calcular somente a
vazão necessária para a carga térmica requerida, com as condições de estado físico
do refrigerante na mais baixa temperatura de condensação, porém é possível que,
em determinado momento, todos os compressores estejam em funcionamento, pois
não há previsão de controle para bloquear o funcionamento de um ou mais
compressores quando a pressão de condensação esteja baixa. Na teoria, para as
condições da instalação, somente dois compressores teriam a capacidade de manter
a pressão de evaporação dentro da faixa de trabalho quando a pressão de
condensação estiver baixa, no entanto, por alterações da carga térmica, pode
ocorrer de todos os compressores estarem em marcha por certo período de tempo.
Neste caso, a vazão da bomba de líquido deve ser suficiente para enviar ao sistema
todo o líquido condensado, senão há o risco de se inundar o reservatório de líquido
e, num período maior de funcionamento, até mesmo os condensadores, causando
uma falha geral por perda de área de condensação. Logo, a metodologia utilizada foi
a de calcular as bombas para a vazão máxima do sistema, na mais baixa pressão de
condensação possível (equivalente a +20°C).
Para os sistemas de resfriados e congelados os dimensionamentos das
bombas de pressurização de líquido adotadas no estudo foram baseados nas
condições previstas na Tabela 4.9.
76
TABELA 4.9 DIMENSION AMENTO DAS BOMBAS DE PRESSURIZAÇ ÃO DE LÍQUIDO (FONTE: SOFTWARE
BITZER 4.01 E CURVAS DE DIMENSIONAMENTO DE BOMBAS HY SAVE)
Sistema Compressor Temperatura Evaporação
(°C)
Temperatura Condensação
(°C)
Fluxo de Massa
Comprimido (kg/h)
Fluxo de
Massa Total (kg/h)
Densidade(kg/m³)
Vazão total
(m³/h)
Bomba Hidráulica
4J 22.2 929 6H 35.2 1614 Média Temp. 6H 35.2
-10°C +20°C 1614
4157 1214 3,42 875 IND
4H 15.2 374 4H 15.2 374 Baixa Temp.
4H 15.2
-33°C +20°C
374
1122 1214 0,92 833 IND
As bombas selecionadas são do fabricante Hy Save, empresa com a maior
experiência em fabricação deste tipo de bomba hidráulica. As curvas de
dimensionamento são apresentadas no Apêndice C. Ambas proporcionam vazões
necessárias aos sistemas e capacidade de pressurização em torno de 1 x 105Pa,
suficiente para vencer as perdas de pressão das tubulações (calculadas para um
máximo de 0,3 x 105Pa) e sub-resfriar o líquido nas condições de trabalho à pressão
de condensação equivalente a 20°C.
4.6 DESCRIÇÃO DO EQUIPAMENTO PROPOSTO
A utilização de bombas de pressurização de líquido, com estudos
consistentes e instalações com resultados seguros, já vem sendo aplicada a mais de
duas décadas, principalmente nos Estados Unidos e Europa. Mostra-se muito eficaz
para climas com grandes variações de temperatura ao longo do período e do ano,
pois permite que, nos períodos mais frios, o condensador continue operando com
sua capacidade máxima sem que com isto atinja-se a temperatura de ebulição do
refrigerante, e sem que se diminua a capacidade das válvulas de expansão. Previne
a formação de flash gas nas linhas de refrigeração e, por eliminar o esforço das
perdas de carga na tubulação e maximizar o desempenho das válvulas de
77
expansão, leva o sistema de refrigeração a trabalhar com pressões de condensação
mais baixas. Este sistema ainda não foi utilizado no Brasil possivelmente, devido ao
clima de nosso país. Como as temperaturas médias são sensivelmente mais altas do
que no hemisfério norte, as vantagens do sistema de pressurização de líquido são
menos perceptíveis.
Porém com a aplicação da técnica combinada de resfriamento evaporativo
da condensação a ar e o bombeamento de líquido as vantagens dos dois sistemas
se somam. O resfriamento abre a possibilidade do sistema de condensação
trabalhar com mais eficiência, em pressões mais baixas. O bombeamento de líquido
permite que o sistema opere em baixas pressões de condensação sem que se corra
o risco do flash gas, e ainda faz com que o condensador ganhe maior capacidade,
pois a temperatura do refrigerante superaquecido que chega ao condensador será
sensivelmente mais baixa devido às menores perdas energéticas nas tubulações, a
maior eficiência das válvulas de expansão, gerando menor superaquecimento nos
compressores. A própria eficiência dos compressores será maior devido ao fato de
que trabalho necessário para vencer as perdas de pressão nas tubulações será
suprido pela bomba hidráulica.
A instalação do sistema de pré-resfriamento de ar na sucção dos
condensadores necessita que estejam instalados na posição vertical, com o fluxo de
ar na horizontal. Desta forma, pode-se aproveitar o próprio fluxo de ar dos
condensadores para realizar a sucção do ar pelos painéis do resfriador evaporativo.
A baixa perda de carga destes painéis propicia este tipo de montagem. Numa
instalação nova pode-se combinar todo o sistema numa única máquina carenada.
Um conjunto de condensação acoplado ao de compressão torna o sistema mais
barato e de melhor aceitação no mercado. A Figura 4.4 mostra o conceito deste tipo
de máquina.
78
FIGURA 4.4 MÁQUINA C ARENADA COMPLETA COM PRÉ-RESFRIADOR DE AR NA CONDENSAÇÃO
4.6.1 SISTEMA DE BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO – INSTALAÇÃO BÁSICA
O sistema de bombeamento de líquido refrigerante (LRP) necessita de
algumas alterações na saída da tubulação do reservatório de líquido para as linhas
de refrigeração, de modo a incorporar a bomba hidráulica e garantir que a mesma
opere sempre com líquido em sua sucção. As principais alterações prevêem a
instalação de sensor de presença de líquido e conjunto de válvulas para que se
possa manobrar o líquido no caso de manutenção da bomba. Na Figura 4.5
demonstra-se um esquema básico de instalação da bomba de pressurização de
líquido refrigerante.
79
FIGURA 4.5 INSTALAÇÃO BÁSICA DA BOMBA HIDRÁULICA DE PRESSURIZAÇÃO DE LÍQUIDO (FONTE: HY
SAVE)
80
V - RESULTADOS
5.1 DESEMPENHO DOS COMPRESSORES EM VARIADAS PRESSÕES DE
CONDENSAÇÃO
Quando se pretende trabalhar com controle de pressão de condensação
variável, ou seja, deixando que o sistema de condensação varie livremente conforme
a variação da temperatura ambiente, temos que, ao dimensionar um sistema de
refrigeração, analisar as capacidades e o consumo de energia em toda a faixa de
operação dos compressores.
Para esta instalação se analisou o desempenho dos compressores até
uma temperatura de condensação de 20°C. Esta é, conforme o fabricante,
temperatura limite trabalho para os compressores. Abaixo desta temperatura (ou
pressão), os compressores perdem rendimento e podem vir a ter sua vida útil
reduzida.
Utilizando-se do programa de dimensionamento fornecido pelo fabricante
(Wbitzer 4.01) simulou-se a operação dos compressores, mantendo-se fixa a
temperatura de evaporação. Os resultados estão representados na Figura 5.1, para
o sistema de média temperatura, e na Figura 5.2, para o sistema de baixa
temperatura.
81
FIGURA 5.1 CAPACIDADES DE EVAPORAÇÃO E CONDENSAÇÃO DO SISTEMA DE MÉDIA TEMPERATURA
EM RELAÇÃO À CARGA TÉRMICA DA INSTALAÇÃO (FONTE WBITZER 4.01)
FIGURA 5.2 CAPACIDADES DE EVAPORAÇÃO E CONDENSAÇÃO DO SISTEMA DE BAIXA TEMPERATURA
EM RELAÇÃO À CARGA TÉRMICA DA INSTALAÇÃO (FONTE WBITZER 4.01)
82
Se forem comparadas as curvas de capacidade de evaporação com as de
carga térmica do sistema, nas Figuras 5.1 e 5.2, pode-se notar que, conforme se
reduz a temperatura de condensação, a folga de capacidade calculada fica
excessiva. Quando o projetista do sistema adotou a temperatura de condensação de
45°C para o dimensionamento dos dois sistemas de refrigeração considerou as
folgas necessárias para somente atingir este nível de condensação em um dia
extremamente quente, e por poucas horas.
Pelos gráficos de funcionamento dos sistemas da loja (ver Apêndice B),
pode-se notar que os condensadores, mesmo num mês com temperaturas máximas
altas como fevereiro, conseguem manter o sistema na pressão de condensação
regulada de 13,5 x 105Pa. As variações que se mostram no gráfico são em virtude
do tempo de resposta regulados nos inversores, e não por falta de área de troca dos
condensadores.
A idéia básica do funcionamento do sistema de bombeamento de líquido é
permitir que o sistema de refrigeração varie livremente a pressão de condensação,
conforme as variações da temperatura ambiente. Exatamente com esta variação é
que o sistema de refrigeração irá se tornar mais eficiente e, portanto, consumir
menos energia.
5.2 ANÁLISE DA TEMPERATURA DE CONDENSAÇÃO
Para analisar a temperatura de condensação possível a se obter na
instalação em estudo foram considerados três fatores: as folgas de capacidade dos
sistemas nas variadas temperaturas de condensação em relação à carga térmica
requerida pelos ambientes refrigerados, as capacidades dos condensadores e o
clima de Curitiba.
83
5.2.1 FOLGA DE CAPACIDADE FRIGORÍFICA
O dimensionamento de um sistema de refrigeração para supermercado já
contempla, conforme o cliente e o tipo da instalação, uma folga na capacidade
frigorífica em relação à carga térmica requerida pelos ambientes refrigerados. Esta
folga serve para que o sistema possa absorver futuras ampliações e para poder
suprir eventuais diferenças de capacidade requerida que não puderam ser previstas
no dimensionamento, tais como operação inadequada da loja, umidade relativa alta
no salão de vendas, alta movimentação de mercadorias e de pessoas, correntes de
ar que prejudicam o funcionamento dos expositores, etc.
Conforme ocorram variações nas condições de funcionamento do sistema
de refrigeração a capacidade frigorífica aumenta, como já visto. Portanto, isto irá
resultar, num sistema de controle on/off, o mais comum, em retirada de capacidade
do sistema por desligamento de compressores. Também o consumo de energia,
neste caso, será drasticamente reduzido.
O corte de funcionamento dos compressores também leva ao sistema a
operar com folga de capacidade nos condensadores a ar. Se estes foram
dimensionados para os compressores trabalhando à capacidade plena, e na mais
alta temperatura ambiente possível para a cidade da instalação, com a retirada de
um ou mais compressores a área de troca térmica estará super dimensionada,
resultando em menores diferenciais de temperatura entre o ambiente e a
temperatura de condensação.
Num sistema com controle de capacidade de condensação (presente em
todas as instalações executadas no Brasil) seriam também desligados os
ventiladores ou reduzida a velocidade de rotação para que o condensador perdesse
capacidade e mantivesse estável a pressão de condensação. Num sistema com
pressão de condensação flutuante este controle não é feito, deixando-se que o
sistema se equilibre conforme as variações de temperatura, reduzindo a sua pressão
de condensação para que a capacidade dos compressores aumente e estes
84
permaneçam um maior tempo desligados.
Para a instalação em questão considerou-se a carga térmica requerida
pelo sistema como não variável ao longo do período, e simulou-se, para as diversas
pressões de condensação admissíveis, o consumo de energia dos compressores.
Este resultado está descrito nas Tabelas 5.1 e 5.2. Os dados da tabela mostram a
grande vantagem de se manter, quando possível, a temperatura de condensação o
mais baixa possível. TABELA 5.1 TEMPO DE FUNCIONAMENTO DOS COMPRESSORES DO SISTEMA DE RESFRIADOS
Temperatura Dados Compressores Tempo de Funcionamento dos Compressores Condensação Cap. Evap. Folga Capacidade Comp. 1 Comp. 2 Comp. 3 Consumo
°C kW % % % % kWh 20 217,4 52,9% 0% 100,0% 68,4% 35,86 21 214,8 51,1% 0% 100,0% 70,4% 36,70 22 212,4 49,4% 0% 100,0% 72,5% 37,51 23 210,1 47,8% 0% 100,0% 74,4% 38,29 24 207,6 46,0% 0% 100,0% 76,6% 39,14 25 205,3 44,4% 0% 100,0% 78,6% 40,02 26 202,8 42,7% 0% 100,0% 80,8% 40,91 27 200,5 41,1% 0% 100,0% 82,9% 41,77 28 198,2 39,4% 0% 100,0% 85,1% 42,64 29 196,1 38,0% 0% 100,0% 87,0% 43,55 30 193,8 36,3% 0% 100,0% 89,3% 44,47 31 191,5 34,7% 0% 100,0% 91,6% 45,41 32 189,2 33,1% 0% 100,0% 93,9% 46,45 33 187,1 31,6% 0% 100,0% 96,1% 47,37 34 184,8 30,0% 0% 100,0% 98,5% 48,38 35 182,7 28,5% 1,3% 100,0% 100,0% 49,41 36 180,4 26,9% 5,8% 100,0% 100,0% 50,44 37 178,3 25,4% 9,8% 100,0% 100,0% 51,43 38 176,2 24,0% 14,0% 100,0% 100,0% 52,51 39 173,9 22,3% 18,8% 100,0% 100,0% 53,62 40 171,8 20,9% 23,2% 100,0% 100,0% 54,76 41 169,7 19,4% 27,7% 100,0% 100,0% 55,86 42 167,6 17,9% 32,3% 100,0% 100,0% 56,97 43 165,5 16,4% 37,0% 100,0% 100,0% 58,20 44 163,4 15,0% 41,9% 100,0% 100,0% 59,39 45 161,3 13,5% 46,9% 100,0% 100,0% 60,68
85
TABELA 5.2 TEMPO DE FUNCIONAMENTO DOS COMPRESSORES DO SISTEMA DE CONGELADOS
Temperatura Dados Compressores Tempo de Funcionamento dos Compressores Condensação Cap. Evap. Folga Capacidade Compressor 1 Compressor 2 Compressor 3 Consumo
°C kW % % % % kWh 20 55,4 133,0% 100% 28,7% 0% 12,71 21 54,5 129,1% 100% 30,9% 0% 12,98 22 53,6 125,3% 100% 33,1% 0% 13,24 23 52,7 121,5% 100% 35,4% 0% 13,47 24 51,8 117,8% 100% 37,8% 0% 13,75 25 50,9 114,0% 100% 40,2% 0% 14,04 26 50,0 110,1% 100% 42,8% 0% 14,30 27 49,1 106,3% 100% 45,4% 0% 14,62 28 48,2 102,5% 100% 48,2% 0% 14,94 29 47,3 98,7% 100% 51,0% 0% 15,23 30 46,4 94,9% 100% 53,9% 0% 15,57 31 45,5 91,3% 100% 56,9% 0% 15,87 32 44,6 87,5% 100% 60,0% 0% 16,25 33 43,7 83,8% 100% 63,2% 0% 16,63 34 42,8 80,2% 100% 66,5% 0% 16,97 35 42,0 76,6% 100% 69,9% 0% 17,37 36 41,1 73,0% 100% 73,4% 0% 17,73 37 40,3 69,4% 100% 77,1% 0% 18,17 38 39,5 66,0% 100% 80,7% 0% 18,60 39 38,7 62,6% 100% 84,5% 0% 18,99 40 37,9 59,2% 100% 88,4% 0% 19,46 41 37,1 55,9% 100% 92,4% 0% 19,94 42 36,3 52,7% 100% 96,5% 0% 20,44 43 35,6 49,5% 100% 100,0% 0,7% 20,87 44 34,8 46,3% 100% 100,0% 5,0% 21,39 45 34,1 43,3% 100% 100,0% 9,3% 21,92
5.2.2 CAPACIDADE DOS CONDENSADORES A AR
Para se obter o ponto de equilíbrio do sistema de condensação com o calor
a rejeitar dos compressores e a temperatura ambiente foi definido a capacidade dos
mesmos. A definição da capacidade do condensador a ar depende do fator
temperatura ambiente e também da qualidade do refrigerante superaquecido que
nele chega.
Para ser possível comparar os dados de temperatura com a capacidade
dos condensadores foi estabelecida uma tabela de capacidade conforme o
diferencial entre as temperaturas de condensação e ambiente. Interpolando estes
86
dados com os de calor a rejeitar pelos compressores e a temperatura ambiente
pode-se estabelecer, para cada temperatura ambiente, a pressão de condensação
na qual os compressores estarão trabalhando. Novamente aqui foi adotada a
simplificação de que a carga térmica dos ambientes não seja variável.
Segundo os catálogos do fabricante dos condensadores a ar, os fatores
que influenciam o desempenho dos condensadores são: altitude média da cidade
onde está instalado o sistema (adotado 900 m para Curitiba), temperatura do
refrigerante na descarga (95°C, conforme os gráficos de desempenho da retirados
da loja), tipo de refrigerante (HCFC 22), temperatura ambiente (adotado 25°C). Com
estes dados foram estabelecidas as Tabelas 4.2 e 4.5, de capacidade dos
condensadores conforme o diferencial de temperatura em funcionamento. Estas
tabelas consideram que todos os ventiladores do condensador estarão em
funcionamento, conforme prevê o sistema de pressão de condensação flutuante.
5.2.3 TEMPERATURA AMBIENTE
Foram adotados os dados das 8760 horas para a análise da temperatura
externa de bulbo seco, e, para a cidade de Curitiba, estes mostram, uma grande
concentração de horas com temperatura ambiente entre 11 e 19°C. Esta análise
primária leva à certeza de que a adoção do sistema de bombeamento de líquido e
do controle de pressão de condensação flutuante traz resultados significativos na
redução do consumo de energia para sistemas de refrigeração de supermercados
com condensação a ar. A Figura 5.3 reproduz as temperaturas de bulbo seco anuais
para Curitiba.
87
FIGURA 5.3 TEMPERATURAS DE BULBO SECO ANUAIS PARA CURITIBA (FONTE: LST/PUC-PR)
Uma segunda análise feita comparou as temperaturas de bulbo seco com
os dados de temperatura de bulbo úmido (ou de umidade relativa). Esta análise
pretende investigar a potencialidade de ganho anual em energia da adoção de um
resfriamento evaporativo na admissão de ar dos condensadores evaporativos.
Para que o resfriamento evaporativo venha a ter uma função de diminuir a
temperatura de condensação definiu-se que para temperaturas menores do que
14°C não há a necessidade do sistema evaporativo entrar em funcionamento. Para
temperaturas abaixo deste valor o próprio condensador a ar supre a necessidade do
sistema.
Partindo-se desta, foram analisados os dados de temperaturas de bulbo
úmido coincidentes com as de bulbo seco. A partir das ocorrências de temperatura
de 14°C, foram separadas as horas em que a umidade relativa encontrava-se acima
dos 90%, faixa considerada ineficiente para o trabalho do resfriamento evaporativo.
88
Destas considerações resultaram a Tabela 5.3 TABELA 5.3 GANHO EM DIFERENCIAL DE TEMPERATURA DEVIDO AO RESFRIAMENTO EVAPORATIVO
Umidade Eficiência Tentrada Temperatura Incidência Relativa Média
TBU Média Resfriador Condensador
Ganho
°C Horas/Ano % °C % °C K 14 90 78,7% 11,86 80% 12,29 1,71 15 100 75,4% 12,4 80% 12,92 2,08 16 265 75,4% 13,32 80% 13,86 2,14 17 262 75,5% 14,26 80% 14,81 2,19 18 273 70,3% 14,54 80% 15,23 2,77 19 304 72,2% 15,69 80% 16,35 2,65 20 188 69,2% 16,21 80% 16,97 3,03 21 358 67,6% 16,89 80% 17,71 3,29 22 345 64,2% 17,3 80% 18,24 3,76 23 250 61,0% 17,71 80% 18,77 4,23 24 190 58,0% 18,11 80% 19,29 4,71 25 121 56,0% 18,65 80% 19,92 5,08 26 161 51,2% 18,68 80% 20,14 5,86 27 118 50,2% 19,33 80% 20,86 6,14 28 106 46,2% 19,41 80% 21,13 6,87 29 39 45,7% 20,11 80% 21,89 7,11 30 18 42,7% 20,31 80% 22,25 7,75 31 9 38,2% 20,13 80% 22,30 8,70
Com os resultados da Tabela 5.3, verificou-se, sobre as cargas térmicas a
rejeitar médias dos compressores para cada regime de funcionamento, o tempo de
funcionamento e o consumo de energia para o regime atual de funcionamento médio
e para um regime com bombeamento de líquido. Esta segunda análise também é
válida para um regime com bombeamento de líquido e com resfriamento
evaporativo, uma vez que na faixa de trabalho do pré-resfriador evaporativo os
ventiladores do condensador estarão sempre em funcionamento.
5.3 SIMULAÇÃO DE DESEMPENHO DO SISTEMA DE CONDENSAÇÃO
Na Figura 5.4 estão demonstradas as curvas de temperatura de
condensação para cada tipo de instalação, plotadas em relação às temperaturas de
bulbo seco anuais. Pode-se comparar por esta representação que os sistemas com
89
a regulagem de pressão de condensação flutuante trabalham, na maior faixa de
temperaturas, com temperaturas de condensação muito mais baixas do que os
sistemas convencionais. Nota-se que, com a inclusão do resfriamento evaporativo a
partir dos 14°C, as temperaturas de entrada de ar no condensador têm maior
incidência na faixa dos 10°C aos 20°C, e não ultrapassam os 25°C. Portanto os
condensadores podem trabalhar com diferenciais de temperatura maiores, e,
portanto, eles têm maior capacidade de rejeitar calor. Isto faz com que os sistemas
trabalhem com taxas de compressão menores, que irá se refletir num percentual de
redução de consumo de energia.
FIGURA 5.4 TEMPERATURAS DE CONDENSAÇÃO TEÓRICAS
As linhas de temperatura de condensação com a inclusão do pré resfriador
evaporativo são as mesmas das somente com o sistema de pressão de
condensação flutuante, somente obedecem à incidência representada pela linha
90
tracejada, com temperaturas inferiores do que as da incidência normal, que é igual à
temperatura ambiente.
Na Figura 5.5 demonstra-se o comportamento dos condensadores em
relação à temperatura ambiente (para o sistema convencional e para o sistema
somente com a condensação flutuante) e em relação à temperatura de saída do pré
resfriador evaporativo, expresso na forma do diferencial de temperatura entre a
temperatura ambiente e a de condensação. Neste gráfico torna-se visível a principal
diferença de funcionamento do sistema convencional com o sistema de controle de
condensação por pressão flutuante. Enquanto que no sistema convencional a
capacidade dos condensadores é controlada por desligamento de ventiladores ou
por variação da rotação dos ventiladores, como é o caso da instalação analisada, o
sistema de pressão de condensação flutuante mantém os ventiladores ligados para
diminuir ao máximo a pressão de condensação. Isto aparece no gráfico na forma de
redução do diferencial de temperatura. A partir dos 5°C de temperatura ambiente o
sistema de pressão de condensação flutuante não varia a capacidade dos
ventiladores, mantendo-os ligados. No sistema convencional o diferencial de
temperatura é mantido estável até os 23°C, quando então os ventiladores são 100%
ligados para manter a pressão de condensação constante. Novamente as curvas de
diferencial de temperatura com pressão flutuante se equiva lem às com a inclusão do
pré resfriador, variando somente a incidência de temperaturas.
91
FIGURA 5.5 DIFERENCIAIS TEÓRICOS DE TEMPERATURA DE CONDENSAÇ ÃO
O tempo teórico de funcionamento dos ventiladores do condensador está
expresso na Figura 5.6. Este gráfico mostra a principal desvantagem do sistema
proposto em relação ao sistema convencional: manter os ventiladores em
funcionamento a maior parte do tempo gera um consumo de energia maior do que o
sistema convencional, o que é compensado pelo menor consumo dos compressores.
Mais uma vez as curvas de diferencial de temperatura somente com pressão
flutuante se equivalem às com a inclusão do pré resfriador, variando somente a
incidência de temperaturas.
92
FIGURA 5.6 PERCENTUAL DE TEMPO DE FUNCIONAMENTO DOS VENTILADORES DO CONDENSADOR.
O maior consumo de energia utilizando-se a pressão de condensação
flutuante está demonstrada no gráfico da Figura 5.7. Por funcionarem com todos os
ventiladores ligados na maior parte do período, o consumo de energia dos
condensadores no sistema proposto é praticamente o dobro do consumo no sistema
convencional, neste caso estudado. Esta diferença diminuiria numa instalação com
um dimensionamento menos folgado dos condensadores, pois seriam obrigados,
mesmo no sistema convencional, a trabalharem com os ventiladores em
funcionamento por mais tempo do que na instalação estudada.
93
FIGURA 5.7 COMPARATIVO TEÓRICO DE CONSUMO DE ENERGIA NO SISTEMA DE CONDENSAÇÃO
O efeito das temperaturas de condensação mais baixas com o uso do
sistema proposto reflete -se no funcionamento dos compressores. Por trabalharem
com uma taxa de compressão mais favorável, o maior rendimento obtido nestas
condições propicia um maior tempo de compressores desligados pelo controle de
capacidade. Com isto, na média, o calor a rejeitar pelos condensadores também
será menor do que num sistema convencional de controle de capacidade de
condensação. Este fator auxilia em manter a pressão de condensação ainda mais
baixa. O diferencial de calor a rejeitar pelo sistema convencional em comparação
com o sistema de pressão flutuante de condensação está exposto na Figura 5.8
94
FIGURA 5.8 – COMPARATIVO ENTRE O CALOR A SER REJEITADO NOS SISTEMAS CONVENCIONAL E
COM PRESSÃO FLUTUANTE DE CONDENSAÇÃO.
5.4 COMPORTAMENTO GLOBAL DO SISTEMA PROPOSTO
O comportamento global do sistema proposto inclui a comparação do
consumo atual de energia, teórico, com o do sistema proposto. Para poder verificar o
quanto cada solução estaria influenciando na redução do consumo de energia foram
compostos dois sistemas, o primeiro somente com a inclusão do bombeamento de
líquido e pressão de condensação flutuante e o segundo com a primeira modificação
mais o pré-resfriamento evaporativo da condensação.
Os dados simulados no estudo do sistema de condensação foram
comparados com os dados de capacidade do sistema. Para os dados de
temperatura externa foram comparados, por interpolação,a capacidade requerida
95
pelo sistema, capacidade do condensador e capacidade dos compressores de
acordo com a temperatura de condensação resultante. Com estes dados se obteve
as faixas de desempenho do sistema para as faixas de temperatura externa anuais.
Com isto, pode-se estimar qual o consumo anual dos sistemas de refrigeração de
resfriados e congelados, e comparar com o consumo estimado atual.
O consumo do sistema de refrigeração atual foi estimado analisando-se os
gráficos do sistema de aquisição de dados da loja. Estes dados foram comparados
com os de desempenho teórico, para a validação do sistema proposto. A regulagem
do sistema de condensação adotado pelos instaladores, bem como o
dimensionamento dos condensadores e compressores, permite que os sistemas
trabalhem praticamente estáveis, com pressões de condensação e de evaporação
mantendo-se dentro dos parâmetros determinados pelo projeto.
5.4.1 CONSUMO DE ENERGIA ESTIMADO ATUAL
As Figuras 5.9 e 5.10 exemplificam os consumos estimados de energia
atual, para o sistema de resfriados e de congelados. Foram considerados como
parâmetros os dados de regulagem atual dos sistemas, os quais consideram, de
acordo com a leitura dos gráficos coletados na instalação, pressões de condensação
de 13,5 bar (38°C) para ambos os sistemas, mantidas estáveis pelo sistema de
controle via inversor de freqüência, e pressões de evaporação de 2.5 bar (-10°C)
para o sistema de resfriados e 0.4 bar (-33°C) para o sistema de congelados.
Para o sistema de resfriados nota-se que a partir dos 21°C de temperatura
ambiente o consumo do condensador aumenta. Neste ponto os ventiladores do
condensador começam a trabalhar com capacidade plena, visando a manter a
pressão de condensação constante. Somente na faixa de temperaturas ambientes
acima dos 30°C a pressão de condensação começa a crescer, com o condensador
não mais possui capacidade suficiente para manter a pressão em 13,5 bar, e a
pressão começa a aumentar conforme ocorre o acréscimo na temperatura ambiente.
96
Nesta faixa ocorre um pequeno acréscimo no consumo de energia dos
compressores, acompanhando a elevação da pressão de condensação. Isso ocorre
pelo aumento da taxa de compressão, resultando em menor eficiência nos
compressores.
FIGURA 5.9 - CONSUMO DE ENERGIA ATUAL ESTIMADO PARA O SISTEMA DE RESFRIADOS
No caso do condensador de congelados, observa-se que, mesmo com a
elevação de temperatura ambiente, o condensador possui capacidade suficiente
para manter a pressão de condensação estável, não é observada uma elevação no
consumo de energia dos compressores. Já no caso dos condensadores sim, a partir
dos 22°C ambiente já há um acréscimo no consumo, denotando um aumento do
tempo de funcionamento dos ventiladores do condensador.
97
FIGURA 5.10 - CONSUMO DE ENERGIA ATUAL ESTIMADO PARA O SISTEMA DE CONGELADOS
5.4.2 CONSUMO DE ENERGIA ESTIMADO COM BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO
REFRIGERANTE (LRP).
As Figuras 5.11 e 5.12 mostram o consumo de energia anual estimado
para os mesmos sistemas de refrigeração com a inclusão do bombeamento de
líquido refrigerante e com a alteração no controle dos ventiladores do condensador,
passando a condensação a atuar de forma flutuante de acordo com a temperatura
ambiente.
98
FIGURA 5.11 - CONSUMO DE ENERGIA ESTIMADO COM BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO REFRIGERANTE E
PRESSÃO DE CONDENSAÇ ÃO FLUTUANTE - SISTEMA DE RESFRIADOS
O perfil de consumo de energia muda radicalmente com a inclusão do
sistema de bombeamento de líquido refrigerante. Na faixa de temperatura que se
prolonga até os 11°C (para o sistema de resfriados) o sistema de condensação
consegue manter os compressores em funcionamento na temperatura mínima de
trabalho, 20°C, conforme recomendação do fabricante. Somente a partir desta
temperatura a temperatura de condensação, e conseqüentemente os consumos de
energia dos compressores e condensadores, se elevam até atingir, na faixa dos
30°C de temperatura ambiente, valores próximos de consumo de energia aos do
sistema convencional. Nestes gráficos, nota-se também que o consumo de energia
das bombas de líquido refrigerante é ínfimo em relação ao consumo dos
compressores e condensador.
99
FIGURA 5.12 - CONSUMO DE ENERGIA ESTIMADO COM BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO E PRESSÃO DE
CONDENSAÇÃO FLUTUANTE – SISTEMA DE CONGELADOS
No sistema de congelados, Figura 5.12, o consumo de energia dos
compressores e condensador somente eleva-se a partir dos 14°C ambiente, devido
ao fato do condensador possuir maior folga de capacidade em relação ao calor a
rejeitar do sistema do que no sistema de resfriados.
100
5.4.3 CONSUMO DE ENERGIA ESTIMADO COM BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO
REFRIGERANTE E PRÉ-RESFRIAMENTO DE CONDENSAÇÃO
Visando verificar a influência no consumo de energia do pré-resfriamento
de líquido, analisou-se o comportamento do sistema com a introdução do pré-
resfriamento de condensação sobre o sistema já analisado com bombeamento de
líquido e condensação flutuante. Os resultados estão expressos nas Figuras 5.13 e
5.14.
FIGURA 5.13 - CONSUMO DE ENERGIA ESTIMADO COM PRÉ-RESFRIAMENTO DE CONDENSAÇÃO,
BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO REFRIGERANTE E PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO FLUTUANTE – SISTEMA DE RESFRIADOS.
A principal diferença no desempenho do sistema com a inclusão do pré-
resfriador de condensação é a redução na temperatura de condensação a partir da
faixa estimada para o início de funcionamento do sistema de resfriamento. No caso
101
do sistema de resfriados isto ocorre a partir dos 14°C, e visualiza-se no gráfico que
ocorrem reduções de temperaturas de condensação, e conseqüentemente no
consumo de energia dos compressores, na faixa de temperatura acima dos 17°C,
isto porque em temperaturas mais altas a umidade relativa tende, na média, a tornar-
se mais baixa aumentando a eficiência do sistema de resfriamento evaporativo,
conforme fica explicitado na Tabela 5.5. Também se verifica na leitura da Figura 5.12
que o consumo da bomba de circulação de água do sistema de pré-resfriamento é
mínimo. Nota-se também a diminuição da temperatura de entrada do condensador,
causada pelo pré resfriador, acarretando menores temperaturas de condensação e
menor consumo de energia.
FIGURA 5.14 - CONSUMO DE ENERGIA ESTIMADO COM PRÉ-RESFRIAMENTO DE CONDENSAÇÃO,
BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO E PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO FLUTUANTE – SISTEMA DE CONGELADOS.
As mesmas considerações feitas para o sistema de resfriados são válidas
102
para o de congelados. Para este sistema, o acréscimo de consumo de energia dos
compressores, a partir dos 14°C, quando o sistema de condensação está em
funcionamento à carga plena e o pré-resfriador de líquido está em funcionamento
(nos horários em que a umidade relativa for favorável), não é tão acentuado como no
sistema de resfriados, novamente porque o dimensionamento inicial do condensador
favorece ao funcionamento em baixas temperaturas de condensação pelo fato de ter
sido super dimensionado em relação ao calor a rejeitar dos compressores.
5.5 - CONSUMO DE ENERGIA GLOBAL DOS SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO
Os resultados obtidos para os sistemas foram comparados entre si com o
objetivo de se visualizar as vantagens e desvantagens do sistema proposto. A Figura
5.15 mostra os gráficos de consumo global para cada um dos sistemas
(convencional, somente com bombeamento de líquido e com o bombeamento de
líquido e com o pré-resfriador de condensação).
FIGURA 5.15 -COMPARATIVO DE CONSUMO DE ENERGIA ENTRE OS SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO.
103
A curva do gráfico de consumo de energia para o sistema convencional
utilizado na instalação estudada mostra praticamente o mesmo comportamento da
curva de temperaturas ambientes (incidência de temperaturas, em horas/ano).
O gráfico correspondente ao sistema somente com o bombeamento de
líquido apresenta, em todas as faixas de temperatura ambiente, um diferencial de
consumo global de energia em relação ao sistema convencional, mais significativo,
principalmente, na ocorrência de temperaturas ambientes mais baixas. Este é
exatamente o conceito do sistema, aproveitar os horários em que as temperaturas
estão mais amenas para propiciar que o sistema de condensação flutue livremente,
sem controle de capacidade, economizando energia pela melhoria de rendimento
dos compressores por trabalharem em pressões de condensação mais baixas.
O gráfico com o sistema de bombeamento de líquido e com o pré-resfriador
evaporativo de condensação mostra que o sistema mantém o bom rendimento nas
temperaturas ambientes baixas e incorpora um melhor rendimento também nas
temperaturas mais elevadas, devido ao fato que são nestas temperaturas que o
resfriador evaporativo possui melhor rendimento. A partir dos 20°C na entrada do
condensador a uma clara redução no consumo de energia com a adoção do sistema
proposto.
5.6 CONSUMO DE ÁGUA PELO RESFRIADOR EVAPORATIVO
Para uma completa análise dos custos de operação do sistema proposto
deve-se também estimar o consumo de água do resfriador evaporativo. Pelas
velocidades do fluxo de ar apresentadas pelo catálogo do fabricante dos
condensadores instalados, não haveria arraste de água pelo fluxo de ar, o consumo
se restringiria à parcela de água evaporada para realizar o resfriamento. Desta
forma, foram estimados, utilizando-se dos dados de desempenho do resfriador
evaporativo e dos dados do ambiente (temperaturas BIN e umidades relativas
médias), os consumos de água pelos resfriadores evaporativos hipoteticamente
104
instalados nos condensadores dos sistemas de resfriados e congelados. Os dados
das temperaturas adotadas para a análise do consumo de água nos resfriadores
estão explicitados na Tabela 5.4.
TABELA 5.4 DIMENSIONAMENTO DA TEMPERATURA DE ENTRADA DE AR NOS CONDENSADORES (FONTE PARA OS DADOS PSICROMÉTRICOS: LST – PUC-PR)
TBS UR média Incidência Volume
Específico
Umidade Absoluta Entrada
Resfriador
TBU TBS Saída Resfriador
Umidade Absoluta
Saída Resfriador
°C % h/ano m³/kg g/kg °C °C g/kg 14 78,7% 90 0,90832 8,65 11,86 12,29 9,38 15 75,4% 100 0,91171 8,81 12,4 12,92 9,67 16 75,4% 265 0,91574 9,40 13,32 13,86 10,28 17 75,5% 262 0,91984 10,04 14,26 14,81 10,95 18 70,3% 273 0,92289 9,96 14,54 15,23 11,10 19 72,2% 304 0,92744 10,90 15,69 16,35 12,00 20 69,2% 188 0,93094 11,13 16,21 16,97 12,39 21 67,6% 358 0,93477 11,57 16,89 17,71 12,93 22 64,2% 345 0,93812 11,68 17,3 18,24 13,24 23 61,0% 250 0,94147 11,80 17,71 18,77 13,56 24 58,0% 190 0,94482 11,92 18,11 19,29 13,87 25 56,0% 121 0,94846 12,22 18,65 19,92 14,34 26 51,2% 161 0,95108 11,85 18,68 20,14 14,29 27 50,2% 118 0,95499 12,33 19,33 20,86 14,89 28 46,2% 106 0,95771 12,03 19,41 21,13 14,89 29 45,7% 39 0,96179 12,62 20,11 21,89 15,57 30 42,7% 18 0,96477 12,49 20,31 22,25 15,72 31 38,2% 9 0,96693 11,82 20,13 22,30 15,43
Os resultados de consumo de água obtidos estão expressos na Tabela 5.5,
para o consumo de água para o sistema de resfriados, e Tabela 5.6, de consumo de
água para o sistema de congelados. As horas de incidência de temperaturas BIN
foram tratadas conforme já utilizado nos itens anteriores, foram separadas do total
as horas referentes às temperaturas em que há vantagem na utilização do
resfriamento evaporativo, e retiradas desta parcela as horas em que a umidade
relativa for superior a 90%.
105
TABELA 5.5 CONSUMO DE ÁGUA NO RESFRIADOR DO CONDENSADOR A AR DO SISTEMA DE RESFRIADOS
Temperaturas BIN
Incidência
Vazão de Ar na
Admissão do
Resfriador
Fluxo de Massa de Ar na Admissão
do Resfriador
Fluxo de Massa de Água na
Admissão do Resfriador
Fluxo de Massa de Água
Necessária na Saída do
Resfriador
Consumo de Água no Resfriador
Consumo de Água
Anual
°C Horas/Ano m³/h kg/h kg/h kg/h kg/h m³ 14 90 76800 84551,7 0,7314 0,7931 0,06 5,6 15 100 76800 84237,3 0,7421 0,8146 0,07 7,2 16 265 76800 83866,6 0,7883 0,8621 0,07 19,6 17 262 76800 83492,8 0,8383 0,9142 0,08 19,9 18 273 76800 83216,9 0,8288 0,9237 0,09 25,9 19 304 76800 82808,6 0,9026 0,9937 0,09 27,7 20 188 76800 82497,3 0,9182 1,0221 0,10 19,5 21 358 76800 82159,2 0,9506 1,0623 0,11 40,0 22 345 76800 81865,9 0,9562 1,0839 0,13 44,1 23 250 76800 81574,6 0,9626 1,1062 0,14 35,9 24 190 76800 81285,3 0,9689 1,1274 0,16 30,1 25 121 76800 80973,4 0,9895 1,1612 0,17 20,8 26 161 76800 80750,3 0,9569 1,1539 0,20 31,7 27 118 76800 80419,7 0,9916 1,1974 0,21 24,3 28 106 76800 80191,3 0,9647 1,1940 0,23 24,3 29 39 76800 79851,1 1,0077 1,2433 0,24 9,2 30 18 76800 79604,5 0,9943 1,2514 0,26 4,6 31 9 76800 79426,6 0,9388 1,2256 0,29 2,6 Consumo Total de Água Anual (m³) 393,0
106
TABELA 5.6 CONSUMO DE ÁGUA NO RESFRIADOR DO CONDENSADOR A AR DO SISTEMA DE CONGELADOS
Temperaturas BIN
Incidência
Vazão de Ar na
Admissão do
Resfriador
Fluxo de Massa de Ar na Admissão
do Resfriador
Fluxo de Massa de Água na
Admissão do Resfriador
Fluxo de Massa de Água
Necessária na Saída do
Resfriador
Consumo de Água no Resfriador
Consumo de Água
Anual
°C Horas/Ano m³/h kg/h kg/h kg/h kg/h m³ 14 90 31800 35009,7 0,3028 0,3284 0,03 2,3 15 100 31800 34879,5 0,3073 0,3373 0,03 3,0 16 265 31800 34726,0 0,3264 0,3570 0,03 8,1 17 262 31800 34571,2 0,3471 0,3786 0,03 8,2 18 273 31800 34457,0 0,3432 0,3825 0,04 10,7 19 304 31800 34287,9 0,3737 0,4115 0,04 11,5 20 188 31800 34159,0 0,3802 0,4232 0,04 8,1 21 358 31800 34019,1 0,3936 0,4399 0,05 16,6 22 345 31800 33897,6 0,3959 0,4488 0,05 18,2 23 250 31800 33777,0 0,3986 0,4580 0,06 14,9 24 190 31800 33657,2 0,4012 0,4668 0,07 12,5 25 121 31800 33528,0 0,4097 0,4808 0,07 8,6 26 161 31800 33435,7 0,3962 0,4778 0,08 13,1 27 118 31800 33298,8 0,4106 0,4958 0,09 10,1 28 106 31800 33204,2 0,3994 0,4944 0,09 10,1 29 39 31800 33063,4 0,4173 0,5148 0,10 3,8 30 18 31800 32961,2 0,4117 0,5182 0,11 1,9 31 9 31800 32887,6 0,3887 0,5075 0,12 1,1 Consumo Total de Água Anual (m³) 162,7
O consumo anual de água pelo resfriador somando-se os dois sistemas, foi
estimado em 555,7 m³. Este é um valor variável, tanto de instalação para instalação
quanto para cada cidade. O projetista é que definirá a temperatura e a umidade
relativa nas quais o sistema de resfriamento evaporativo irá atuar, isto conforme o
local da instalação, o dimensionamento dos condensadores e a menor pressão de
condensação desejada para o sistema.
107
VI – ANÁLISE DOS RESULTADOS
6.1 CUSTOS DE ENERGIA ELÉTRICA
A energia elétrica pode ser cobrada de várias maneiras de acordo com o
perfil tarifário do consumidor. De uma maneira resumida os consumidores são
classificados em dois grandes grupos:
Grupo A: Engloba os consumidores que recebem energia em tensões acima de
220V. Possui três tipos de tarifação: convencional, horo-sazonal azul e
horo-sazonal verde. Nesta categoria, os consumidores pagam pelo
consumo, pela demanda e por baixo fator de potência.
Grupo B: Engloba os demais consumidores, divididos em três tipos de tarifação:
residencial, comercial e rural. Neste grupo, os consumidores pagam
apenas pelo consumo medido.
A maioria das pequenas e médias empresas (industriais ou comerciais)
brasileiras se encaixa no Grupo A, onde a energia é cobrada pelo consumo, pela
demanda e por baixo fator de potência. Estes consumidores podem ser
enquadrados na tarifação convencional, ou na tarifação horo-sazonal (azul ou
verde). Os custos por kWh são mais baixos nas tarifas horo-sazonais, mas as multas
por ultrapassagem são altas.
Para efeito de análise dos custos de energia será considerada a tarifação
horo-sazonal azul. Nesta tarifação o consumo é cobrado de forma diferenciada para
o período do dia e das estações chuvosas. Para o período do dia a tarifa é dividida
em tarifa de ponta e tarifa fora de ponta. A tarifa de ponta engloba as três horas de
maior consumo de energia, definida pela concessionária no período das 17:00h às
22:00h, de segunda a sexta -feira. O período fora de ponta engloba o restante dos
horários e os finais de semana e feriados. O período seco corresponde aos meses
de maio a novembro de cada ano, enquanto que o período úmido corresponde aos
108
meses de dezembro a abril.
Além da tarifação básica também é cobrada uma tarifa por demanda de
energia. O consumidor analisa o perfil de carga de sua instalação e contrata uma
demanda de energia para os períodos de ponta e de fora de ponta. A demanda
contratada pode ser diferenciada para cada período.
Além das tarifas mencionadas são cobrados adicionais para o caso de
ultrapassagem da demanda contratada e para a energia reativa, caso o fator de
potência medido esteja abaixo do mínimo estipulado (0,92). Neste estudo estes
adicionais não serão considerados, uma vez que dependem da operação da loja e
dos sistemas de controle de fator de potência e de demanda adquiridos pelo
consumidor.
A instalação em questão foi classificada como A4, grupo que possui a
planilha tarifária expressa na Tabela 6.1.
TABELA 6.1 TARIFAS DE ENERGIA (FONTE: SITE DA COMPANHIA PARANAENSE DE ENERGIA ELÉTRICA
– COPEL)
Tarifas Grupo A4 (2,3 a 25kV) Consumo (R$/kWh) Demanda (R$/kW) Ponta Seca 0,1700784 -
Ponta Úmida 0,1574038 - Fora Ponta Seca 0,0808609 -
Fora Ponta Úmida 0,0714629 - Demanda Ponta - 25,921
Demanda Fora Ponta - 8,649
OBS.: INCLUSO IMPOSTOS
Com base nos valores acima foi composto um custo unitário global para o
kWh:
)/(457*)/$($)(_ secsec anohoraskWRCustoRAnualCusto aPaP = (6.1)
)/(326*)/$($)(_ anohoraskWRCustoRAnualCusto PúmidaPúmida = (6.2)
109
)/(4653*)/$($)(_ secsec anohoraskWRCustoRAnualCusto aFPaFP = (6.3)
)/(3324*)/$($)(_ anohoraskWRCustoRAnualCusto FPúmidaFPúmida = (6.4)
( ) )/(8760/)/$( anohorasCustosCustoskWhRlUnitárioCustoGloba FPontaPonta∑ ∑+=
(6.5)
O custo de energia anual foi calculado pela equação 6.6:
∑+
=
DemandaAnualCusto
kWhConsumokWhRlUnitárioCustoGlobaREnergiaAnualCusto
__
)(*)/$($)(__ (6.6)
Com as considerações acima o custo global unitário considerado foi
calculado em R$ 0,0848/kWh
6.1.1 ANÁLISE DOS CUSTOS DE ENERGIA
Com os resultados obtidos no Capítulo V calculou-se o custo anual de
consumo de energia para o sistema atual instalado, para o sistema com a inclusão
do bombeamento de líquido e pressão de condensação flutuante, e para o sistema
com o bombeamento de líquido e com o pré-resfriamento evaporativo de
condensação. Para efeito de demanda foram considerados: a potência elétrica à
temperatura ambiente máxima (31°C) para a demanda fora de ponta; e a potência
elétrica a 25°C para a demanda fora de ponta. Esta temperatura de 25°C foi definida
sobre a tabela das temperaturas de bulbo seco para Curitiba, pois a incidência desta
temperatura, no horário a partir das 19:00, é mais significativa.
110
6.1.2 CUSTO DE ENERGIA TEÓRICO – SISTEMA ATUAL
Com os dados de consumo de energia calculados para os gráficos da
Figura 5.15 e os custos de energia informados pela Companhia Paranaense de
Energia Elétrica (Copel) para o subgrupo A4 do consumidor horo-sazonal azul, foi
construída a Tabela 6.2 de custo de energia teórico atual do sistema de refrigeração. TABELA 6.2 - CUSTO DE ENERGIA TEÓRICO ATUAL DO SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO
Consumo/Demanda Custo Custo Total Descrição
kWh(kW) R$/kWh(kW) R$ Consumo Anual Atual (kWh) 680756 0,08480 57728,10
Demanda Contratada Ponta (kW) 78,45 25,921 24401,75 Demanda Contratada Fora de Ponta (kW) 84,68 8,649 8788,46
Custo Total Energia do Sistema Instalado 90918,32
6.1.3 CUSTO DE ENERGIA TEÓRICO – SISTEMA COM BOMBEAMENTO DE
LÍQUIDO E PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO FLUTUANTE
Utilizando-se dos dados de consumo de energia teórico para o sistema de
refrigeração com a inclusão do sistema de bombeamento de líquido e pressão de
condensação flutuante, foi elaborada a Tabela 6.3, de custo de energia anual para
este sistema.
TABELA 6.3 - CUSTO DE ENERGIA TEÓRICO COM BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO E PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO FLUTUANTE
Consumo/Demanda Custo Custo Total Descrição
kWh(kW) R$/kWh(kW) R$ Consumo Anual Com LRP 579839 0,08480 49170,34
Demanda Contratada Ponta (kW) 76,44 25,921 23776,54 Demanda Contratada Fora de Ponta (kW) 84,64 8,649 8784,31
Custo Total Energia 81731,20
111
6.1.4 CUSTO DE ENERGIA TEÓRICO – SISTEMA COM BOMBEAMENTO DE
LÍQUIDO, PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO FLUTUANTE E PRÉ-
RESFRIAMENTO EVAPORATIVO DE CONDENSAÇÃO
Da mesma forma, para o sistema proposto em sua forma completa, foi
construída a Tabela 6.4 de custo de energia teórico do sistema de refrigeração com
o bombeamento de líquido, pressão de condensação flutuante e pré-resfriamento
evaporativo de ar na condensação.
TABELA 6.4 - CUSTO DE ENERGIA TEÓRICO COM BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO, PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO FLUTUANTE E PRÉ-RESFRIAMENTO EVAPORATIVO DE CONDENSAÇÃO.
Consumo/Demanda Custo Custo Total Descrição
kWh(kW) R$/kWh(kW) R$ Consumo anual com LRP e Resfriamento 565932 0,08480 47991,03
Demanda Contratada Ponta (kW) 70,74 25,921 22003,56 Demanda Contratada Fora de Ponta (kW) 75,47 8,649 7832,61
Custo Total Energia 77827,20
6.1.5 ANÁLISE DOS CUSTOS DE ENERGIA ANUAIS
Com os custos teóricos de energia obtidos nos itens anteriores foi realizada
uma comparação das reduções de consumo de energia dos sistemas propostos em
relação ao consumo teórico do sistema atualmente instalado na loja. Este resultado
está expresso na Tabela 6.5.
TABELA 6.5 - COMPARATIVO DOS CUSTOS ANUAIS TEÓRICOS DE ENERGIA
Custo Total Anual Redução de Custo
Descrição do Sistema R$ %
Atual 90918,32 - Com bombeamento de líquido 81731,20 10,10%
Com bombeamento de líquido e pré-resfriamento 77827,20 14,40%
A análise dos dados demonstrados na Tabela 6.5 valida o estudo como
aplicação para a instalação estudada. Do sistema de refrigeração atual ao sistema
proposto (com bombeamento de líquido, pressão de condensação flutuante e pré-
resfriamento do ar de condensação), há uma redução de 14,40% no custo de
112
energia anual da loja, ou R$ 13091,12, valor este que pode ser revertido para a
aquisição do sistema, conforme será visto mais adiante. Também pela análise dos
dados percebe-se que o sistema de pré-resfriamento de ar nos condensadores
apresenta um percentual de redução significativo, mesmo para uma cidade como
Curitiba, que apresenta temperaturas mais amenas e umidades relativas altas no
decorrer do ano. O mesmo sistema instalado em uma cidade de maior temperatura
ambiente média apresentaria resultados ainda mais significativos.
Por outro lado, se forem comparados somente a redução no consumo de
energia entre os sistemas atual e o proposto, a presente simulação de desempenho
apresentou resultados compatíveis com os do estudo do Departamento de Energia
dos Estados Unidos (DOE). Neste estudo, citado no Capítulo II, o DOE cita reduções
no consumo de energia com o emprego do bombeamento de líquido e do sistema de
controle da condensação por pressão flutuante, da ordem de 10 a 30%. Na Tabela
6.6 apresenta-se o comparativo dos consumos de energia teóricos.
TABELA 6.6 - COMPARATIVO DOS CONSUMOS ANUAIS TEÓRICOS DE ENERGIA
Compressores e Bombas Hidráulicas
Condensador Consumo
Total Redução ConsumoDescrição do Sistema
KWh % KWh % kWh % Atual 622934 91,5 57823 8,5 680757 -
Bombeamento de líquido 471266 81,3 108573 18,7 579839 14,8 Bombeamento de líquido + pré-resfriador 459176 81,1 106755 18,9 565932 16,9
Os resultados demonstram que o estudo situa-se na média dos resultados
propostos pelo DOE.
É importante lembrar que somente estão considerados os dados dos
compressores, de funcionamento teórico, e não do sistema de refrigeração
completo, incluindo as iluminações dos expositores, ventiladores, e resistores anti-
sudação e de descongelamento.
113
6.2 ANÁLISE DOS PONTOS DE CONSUMO DE ENERGIA
As alterações propostas para o sistema influenciam na matriz de consumo
de energia do sistema de refrigeração. Se forem separados os componentes do
sistema torna-se claro a importância que cada um assume no consumo de energia,
sendo possível adotar então estratégias de projeto para que se possa aprimorar
ainda mais o sistema.
No sistema de refrigeração convencional instalado na loja modelo para
este estudo, o consumo de energia está praticamente concentrado nos
compressores. No sistema com o bombeamento de liquido, condensação flutuante e
o pré-resfriamento de líquido a importância dos compressores continua alta, porém o
consumo dos ventiladores torna-se também importante. Já o consumo de energia
das bombas hidráulicas (de bombeamento de líquido refrigerante e de água para o
resfriador) é praticamente desprezível. A Tabela 6.7 mostra a influência dos
componentes principais do sistema de refrigeração, para cada tipo de instalação. TABELA 6.7 - COMPARATIVO DE CARGAS ELÉTRICAS
Sistema Convencional
Influência no
Consumo
Sistema Proposto
Influência no
ConsumoConsumo de Energia Anual
KWh % kWh % Compressores Resfriados 459998 67,6% 334331 59,1% Compressores Congelados 162936 23,9% 113883 20,1% Condensador Resfriados 47588 7,0% 83140 14,7%
Condensador Congelados 10235 1,5% 23616 4,2% Bomba Hidráulica Líquido Refrigerante Resfriados 0 0,0% 6745 1,2%
Bomba Hidráulica Líquido Refrigerante Congelados 0 0,0% 3066 0,5% Bomba Hidráulica Pré-Resfriador Condensação Resfriados 0 0,0% 575 0,1%
Bomba Hidráulica Pré-Resfriador Condensação Congelados 0 0,0% 575 0,1% Consumo Total 680757 100,0% 565932 100,0%
O consumo de energia dos compressores nos sistema convencional
representa 91,5% do consumo do sistema de refrigeração, e os condensadores
somente 8,5%. Já no sistema proposto, os compressores respondem por 79,2% do
consumo teórico, enquanto que os condensadores consumem 18,9% do total.
114
6.2.1 CONSUMO DE ENERGIA DOS CONDENSADORES
O consumo de energia nos condensadores é normalmente desprezado
numa análise de um sistema convencional de refrigeração. Como pode ser visto na
Tabela 6.7, realmente a importância deste componente perante aos compressores,
num sistema convencional, é pequena. Porém num sistema com pressão de
condensação flutuante a importância de um menor consumo de energia nos
condensadores é maior. Torna-se imprescindível, ao se dimensionar um sistema,
escolher modelos de condensadores com melhor desempenho energético.
Os fabricantes nacionais, com raras exceções, utilizam-se de conjunto de
ventilação forçada composto de pás de hélices acopladas a motores elétricos
assíncronos normais de linha dos fabricantes nacionais. Não são equipamentos
desenvolvidos em conjunto, e portanto não há uma completa adequação da potência
de acionamento necessária ao esforço das pás, e assim estes equipamentos não
possuem um desempenho ideal.
A falta de uma legislação nacional que regule a divulgação de dados
baseados em uma metodologia de teste única, como existe na Europa e Estados
Unidos, também não auxilia na análise de desempenho energético dos
condensadores. Na instalação em estudo os condensadores são de procedência
francesa, portanto os dados de catálogo são confiáveis, pois os equipamentos foram
testados e aprovados segundo as normas européias. No entanto, a análise destes
condensadores é válida para os modelos nacionais por tratar-se de uma linha mais
popular de equipamentos (para um produto europeu), e o sistema de ventilação
assemelha-se com os dos equipamentos produzidos no mercado interno.
6.3 CONSUMO DE ÁGUA NO RESFRIADOR EVAPORATIVO
Um fator a se considerar na análise de custos operacionais do sistema
proposto é o custo do consumo de água pelo resfriador evaporativo. Conforme já
115
calculado no Capítulo V, o consumo anual de água estimado para esta instalação é
de 555,7 m³/ano, ou de, a média, 46,3 m³/mês.
Conforme pesquisado no site da Companhia de Saneamento do Paraná
(SANEPAR), www.sanepar.com.br, 2004 , para um consumo superior a 30 m³/mês,
serão cobrados, para a cidade de Curitiba, uma taxa de R$ 60,77 mensais. Além
disto será cobrado, para cada m³ que ultrapasse os 30 m³/mês, R$ 3,88 por m³.
Com estes valores, o custo mensal médio do consumo de água será de R$
124,04. O custo anual de operação do sistema de resfriamento evaporativo seria de
R$ 1188,56.
6.4 REDUÇÃO GERAL DE CUSTO O SISTEMA PROPOSTO
A redução geral do custo operacional do sistema proposto é composta da
redução de custo de energia elétrica diminuindo-se o custo do consumo de água do
sistema de resfriamento evaporativo.
Foi calculado como redução de custo de energia, comparando-se o
sistema instalado na loja em questão e o sistema proposto, uma redução de R$
13091,12. Retirando-se deste valor o custo do consumo de água (R$ 1488,56),
temos então a redução de custo geral propiciada pelo sistema de refrigeração
proposto, que seria de R$ 11602,56.
116
VII – CONSIDERAÇÕES FINAIS
7.1 APLICABILIDADE DA SOLUÇÃO PROPOSTA
A utilização do sistema de bombeamento de líquido e do sistema de pré-
resfriamento de condensação a ar depende, exclusivamente, do seu custo inicial. No
mercado atual de refrigeração qualquer incremento de custo no pacote de
equipamentos é um fator negativo para o impulso de vendas. Não há espaço, no
atual cenário da economia brasileira, para que o supermercadista gaste mais no
investimento inicial de uma obra, mesmo que este investimento venha a trazer
resultados a longo prazo.
À luz desta afirmação, a escolha destes dois sistemas propostos foi feita já
com esta premissa de que o custo inicial dos implementos não poderia encarecer o
custo da obra final. As duas soluções propostas atendem a esta pressão de custos,
sendo alternativas de baixo custo que, se o engenheiro calculista fizer as devidas
considerações no projeto inicial da instalação, podem ser praticamente absorvidas
pelo sistema como um todo.
Na análise feita na Tabela 6.5 foi visto que o sistema de refrigeração
proposto apresentou uma redução teórica no custo operacional da instalação de
14,4%. Se for considerado o custo do consumo de água do sistema de pré-
resfriamento evaporativo este número é um pouco menos favorável, em torno de
12,8%. No caso do consumo de água há um ponto a se considerar: a maioria das
lojas de supermercados de médio e grande porte possui poços artesianos para o
abastecimento de parte de seu consumo de água, senão de todo o consumo.
Obviamente o consumo de água deve ser considerado num desenvolvimento de um
novo projeto, porém o sistema proposto pode ser ainda mais rentável ao
supermercadista se for desconsiderado o custo do consumo de água.
117
7.1.1 CUSTO DE IMPLANTAÇÃO DOS SISTEMAS DE BOMBEAMENTO DE
LÍQUIDO REFRIGERANTE E DO SISTEMA DE PRÉ-RESFRIAMENTO
EVAPORATIVO DA CONDENSAÇÃO.
Como já foi dito, o custo de implantação do sistema proposto é principal
item para a aplicação prática do sistema.
Os custos apresentados na Tabela 7.1 são meramente teóricos, uma vez
que variarão de fornecedor para fornecedor, e de projeto para projeto. Os custos
apresentados foram feitos com base nos preços médios dos componentes principais
a serem utilizados numa ins talação real, realizada no mês de Fevereiro de 2004.
Estes custos já são para o cliente final, incluindo os impostos e o índice teórico de
venda de equipamentos e de mão de obra do instalador.
TABELA 7.1 – CUSTOS DE INSTALAÇÃO DOS SISTEMAS DE BOMBEAMENTO DE LÍQUIDO E DE PRÉ-RESFRIAMENTO DE AR DOS CONDENSADORES.
Sistema Item Quant. Unid. Custo Unitário Aproximado
Custo Total
Bomba Hidráulica de Líquido Refrigerante 2 pç R$ 3.451,00 R$ 6.902,00 Válvulas Tipo Esfera D 1 1/8" 3 pç R$ 204,00 R$ 612,00
Tubulações de Cobre 10 kg R$ 20,00 R$ 200,00 Sensor de Líquido 1 pç R$ 595,00 R$ 595,00
Quadro Elétrico Bomba de Líquido 1 cj R$ 340,00 R$ 340,00
Bombeamento de Líquido
Refrigerante
Sensor de Umidade 1 pç R$ 1.360,00 R$ 1.360,00 Painéis Resfriador de Líquido 3,0 m³ R$ 65,00 R$ 195,00
Bomba Hidráulica do Pré-Resfriador 2 pç R$ 340,00 R$ 680,00 Carenagem Pré-Resfriador 2 cj R$ 1.700,00 R$ 3.400,00
Quadro Elétrico Bomba do Pré-Resfriador 1 cj R$ 340,00 R$ 340,00
Pré-Resfriador Evaporativo
Materiais Diversos 1 cj R$ 300,00 R$ 300,00 Mão de Obra Mão de Obra de Instalação 1 - R$ 4.500,00 R$ 4.500,00
Custo Total Aproximado R$ 19.424,00
Da Tabela 7.1 deve-se ressaltar que os custos apresentados seriam para
uma instalação em campo, numa reforma de sistema. Para uma instalação nova, o
custo de mão-de-obra de instalação pode ser desconsiderado, uma vez que ele já
estará embutido no custo total da máquina.
118
7.1.2 RETORNO DO INVESTIMENTO
A análise de retorno de investimento é normalmente feita para o valor
presente dos custos iniciais e de operação do sistema. Porém esta é uma análise
sempre teórica, uma vez que há fatores não previstos de manutenção e operação
(podendo somente, num estudo mais aprofundado, serem previstos por estatística),
além de dados de investimentos e de balanço contábil inerente ao supermercadista,
que dificilmente podem ser considerados na análise inicial.
Todavia, pode-se fazer uma análise simplificada, somente com os
componentes de custos primários, que pode auxiliar na escolha de um investimento.
O método a ser utilizado nesta análise segue o citado no documento do DOE,
Technology for Improving Refrigeration Performance and Capacity (1995), que é o
método do valor presente. O método do valor presente considera todos os custos de
operação, durante o período desejado para a análise, e os traz para o valor
presente, comparando-o com o investimento inicial a ser feito. Deste modo,
consegue-se obter o tempo de retorno do investimento a ser feito.
Para trazer-se para o valor presente a economia de custo de energia foi
utilizada a Equação 7.1; para o valor presente de investimentos futuros para troca de
equipamentos foi utilizada a Equação 7.2. Ambas as equações foram descritas por
CASAMURO e KOPITTKE (1996).
n
n
g iii
AP)1.(
1)1(..
+−+
= (7.1)
niFP
)1(1
.+
= (7.2)
119
Onde:
P = valor presente
F = valor futuro
Ag = série uniforme de valores
i = taxa de inflação
n = tempo de análise
Esta análise de retorno financeiro foi realizada para três cenários:
a) instalação do sistema em uma loja existente;
b) instalação do sistema em uma loja nova;
c) instalação do sistema em uma loja nova, desconsiderando-se o custo
do consumo de água (no caso da loja possuir um poço artesiano).
Para as três análises considerou-se uma inflação projetada de 8% ao ano.
Os resultados destas análises estão expressos na Tabela 7.2 TABELA 7.2 ANÁLISE DE RETORNO FINANCEIRO PARA A INSTALAÇÃO DO SISTEMA PROPOSTO
Cenário Investimento
Inicial Redução de Custo Anual
Tempo de Retorno do
Investimento
Economia Vida Útil 5
Anos
Instalação Existente R$ 19.424,00 R$ 11.602,56 1,84 anos R$ 22.595,40 Instalação Nova R$ 14.924,00 R$ 11.602,56 1,40 anos R$ 27.095,40
Instalação Nova com Poço Artesiano R$ 14.924,00 R$ 13.091,12 1,23 Anos R$ 33.175,62
Algumas considerações devem ser feitas na análise da Tabela 7.2:
a) Não se considerou aumento do custo de energia elétrica para
todo o período de análise;
b) O período de 5 anos adotado para a vida útil do sistema foi
considerado por ser esta a vida útil estimada para as bombas
de líquido refrigerante e para os painéis do resfriamento
evaporativo.
120
c) Na análise da economia para 5 anos de vida útil do sistema já
se considerou o custo da troca das bombas de liquido
refrigerante e dos painéis do resfriador evaporativo.
Os resultados obtidos no estudo de implementação do sistema proposto
são extremamente promissores devido ao curto espaço de tempo para obter-se um
retorno financeiro do investimento inicial.
7.2 SUGESTÕES DE ESTUDOS COMPLEMENTARES
O sistema de refrigeração proposto foi estudado somente para uma
instalação na cidade de Curitiba. Como os sistemas de refrigeração de
supermercados estão sujeitos a inúmeras variáveis, a aplicação comercial depende
de alguns estudos complementares.
O estudo do clima de cada região brasileira, ao menos de todas as capitais
e das principais cidades do interior, deve ser aprimorado. Embora já existam estudos
bastante eficazes sobre o clima em algumas das principais cidades brasileiras, um
trabalho desenvolvido para o uso dos resfriadores evaporativos, com as umidades
relativas para cada hora do TRY, seria de especial interesse para a análise da
utilização do sistema de refrigeração proposto. Um estudo neste sentido auxiliaria na
criação de estratégias de cálculo de sistemas de refrigeração visando à economia de
energia. Estas estratégias mostrariam, para cada região ou cidade, se haveria
necessidade de dar prioridade à área de troca térmica dos condensadores ou se,
economicamente, seria mais interessante priorizar a utilização do resfriamento
evaporativo, por exemplo.
A utilização dos resfriadores evaporativos para auxiliar a condensação a ar
ainda carece de uma metodologia de dimensionamento mais adequada. Há a
necessidade de se criar um método de análise de desempenho dos resfriadores, e
também dos condensadores a ar quando da utilização dos mesmos com os
resfriadores acoplados. As perdas de carga no fluxo de ar do condensador,
121
ocorridas na passagem pelos painéis do resfriador evaporativo, influenciam no
desempenho do condensador. A metodologia de cálculo deste conjunto deve ser
elaborada para que se possa dimensionar qual a espessura ótima dos painéis do
resfriador para cada tipo de condensador.
Ainda sobre os condensadores, há uma necessidade de um amplo trabalho
de pesquisa, e também dos órgãos governamentais competentes, para o
desenvolvimento de uma metodologia de testes nacional, para que as capacidades e
o consumo de energia dos ventiladores sejam aferidos. Ainda hoje se depende
somente da seriedade dos fabricantes na divulgação dos dados técnicos de seus
produtos. No entanto, sem institutos capazes de realizar os devidos testes, sem uma
legislação que obrigue os fabricantes a realizá-los, e, sabendo-se que, praticamente
em sua totalidade, os fabricantes não possuem laboratórios internos para aferição
da capacidade de seus produtos, torna-se extremamente difícil crêr que os dados
técnicos informados são confiáveis. Estas mesmas observações podem ser
ampliadas para todos os produtos que se utilizam de serpentinas de resfriamento,
aquecimento, evaporação ou condensação.
Um estudo sobre a utilização de conjuntos de ventilação de melhor
desempenho energético auxiliaria no desenvolvimento de condensadores a ar mais
econômicos. Conjuntos de moto-ventiladores de alto desempenho é uma realidade
nos países desenvolvidos, o que não ocorre ainda no Brasil, com poucas exceções.
O dimensionamento das bombas de pressurização de líquido refrigerante é
relativamente simples. Porém uma análise detalhada de custos de energia e do
dimensionamento das tubulações de refrigeração pode auxiliar na utilização do
sistema de bombeamento de líquido. Encontrar um ponto de equilíbrio, em se
tratando de custo inicial de instalação e custo operacional, entre as perdas de carga
admissíveis nas tubulações (reduzir-se as bitolas para economizar no custo de
instalação) e a potência necessária nas bombas de pressurização de líquido pode
diminuir os custos de instalação sem agregar um consumo de energia significativo.
122
Um estudo abordando este tipo de dimensionamento pode facilitar a aplicação do
sistema proposto.
Outra análise interessante à aplicação do sistema seria sobre o sistema de
compressão. Atualmente, ele é calculado para altas pressões de condensação e, na
maioria das instalações, para folgas de capacidade em relação à capacidade
requerida pela loja sem muito critério, na maioria das vezes estas folgas são
propostas pelos supermercadistas ao invés de serem estudadas pelos engenheiros
calculistas para um melhor desempenho do sistema. Com a aplicação do sistema de
pressão de condensação flutuante, o dimensionamento dos compressores pode ser
revisto, novamente visando uma diminuição da potência instalada
(conseqüentemente do custo inicial da obra), mantendo o rendimento necessário.
7.3 CONCLUSÃO FINAL
Esta dissertação traz uma sugestão de utilização conjunta de acessórios
ao sistema de refrigeração convencionalmente utilizado em supermercados que
visam reduzir, de forma significativa, o consumo de energia do sistema de
refrigeração comercial. Estas soluções são o pré-resfriamento de condensação e o
bombeamento de líquido refrigerante. A segunda premissa do estudo foi que estes
incrementos ao sistema convencional fossem economicamente viáveis.
É importante frisar que estas soluções propostas, quando instaladas em
conjunto, tornam-se numa solução única de caráter inédito na refrigeração comercial
brasileira.
As premissas iniciais foram atendidas. Projeções de redução no consumo
de energia em torno de 17%, e de custos operacionais ao redor de 13%, para uma
instalação localizada na cidade de Curitiba, endossam a aplicabilidade quanto à
redução do consumo e do custo operacional.
123
Os custos iniciais de instalação são de curto prazo de retorno de
investimento, de menos de 2 anos, o que viabiliza a aplicação deste tipo de sistema.
Importante notar que estas análises de retorno de investimento foram feitas somente
para a instalação dos sistemas auxiliares propostos, sem considerar eventuais
ajustes de dimensionamento em outros componentes que poderiam diminuir ainda
mais o custo inicial de instalação.
A utilização do resfriamento evaporativo, um ponto de incerteza inicial,
mostrou-se viável mesmo para uma cidade como clima de Curitiba, na qual há a
ocorrência de temperaturas mais baixas praticamente o ano todo (na teoria, em
baixas temperaturas externas os próprios condensadores a ar poderiam manter
baixa a pressão de condensação) e de uma média de umidade relativa alta (menor
rendimento dos resfriadores evaporativos), fatores que não favorecem ao seu uso.
Os resultados da aplicação do método de bombeamento de líquido foram
similares aos estudos realizados nos Estados Unidos e Europa, o que indica a
validade da utilização deste sistema para o Brasil.
A ampliação dos estudos sobre a aplicação destas técnicas nas
instalações de frio alimentar deve resultar em estratégias para dimensionamento de
sistemas de refrigeração de melhor desempenho energético, economizando energia
num dos maiores setores econômicos do Brasil.
124
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128
APÊNDICE A
LAYOUT DA INSTALAÇÃO ESTUDADA
129
APÊNDICE B
GRÁFICOS DE DESEMPENHO DO SISTEMA
B.1 - GRÁFICOS DE PRESSÃO DE SUCÇÃO E PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO
DO SISTEMA DE RESFRIADOS.
130
131
132
133
B.2 - GRÁFICOS DE PRESSÃO DE SUCÇÃO E PRESSÃO DE CONDENSAÇÃO
DO SISTEMA DE CONGELADOS.
134
135
136
137
B.3 - GRÁFICOS DE TEMPERATURA DE SUCÇÃO E TEMPERATURA DE
DESCARGA DE GÁS DO SISTEMA DE RESFRIADOS.
138
139
140
141
B.4 - GRÁFICOS DE TEMPERATURA DE SUCÇÃO E TEMPERATURA DE
DESCARGA DE GÁS DO SISTEMA DE CONGELADOS
142
143
144
APÊNDICE C
CURVAS DE DIMENSIONAMENO DAS
BOMBAS HIDRÁULICAS HY SAVE
C.1 CURVA DE DIMENSIONAMENTO BOMBA HIDRÁULICA MODELO 833-IND (HY SAVE)
C.2 CURVA DE DIMENSIONAMENTO BOMBA HIDRÁULICA MODELO 875-IND (HY SAVE)