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AVALIAÇÃO DO PROJETO DE UMA CÂMARA FRIGORÍFICA

Robson Kipper da Paz

Orientador: Prof. Paulo Otto Beyer

Área de Concentração: Ciências Térmicas

Resumo

Neste trabalho será feita uma análise de projeto de uma câmara frigorífica já instalada e

funcionando satisfatoriamente, entretanto os critérios adotados na seleção e execução da

montagem dos componentes utilizados são desconhecidos, portanto uma avaliação deste

equipamento seria pertinente. Este projeto é direcionado ao congelamento e armazenamento de

sorvete

Para esta avaliação serão utilizados conceitos de refrigeração, transferência de calor e

congelamento e conservação de alimentos, levando em consideração aspectos importantes como

a vazão mássica do produto, temperaturas de entrada e saída, condições operacionais e tempo

estimado de duração do processo, e ainda o processo de fabricação do produto, a fim de melhor

enquadrar a câmara de armazenamento na cadeia de frio do sorvete. A partir disto, a carga

térmica será levantada, e assim a instalação poderá ser projetada.

Abstract

“A Cold Room Design Evaluation”

In this work the design of a cold room already installed and operating satisfactorily will

be analyzed, however the criteria used to select and execute the components assembly are

unknown, so an equipment evaluation would be pertinent. This project aim to freeze and store

ice cream.

For this evaluation refrigeration, heat transfer and food freezing storing concepts will be

used, considering main aspects such as product mass flow, in and out temperatures, operational

conditions, process estimated time, and the product manufacturing process, for a better fitting of

the storage room in the cold chain. With that, the refrigeration load can be calculated and the

installation designed.

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PALAVRAS CHAVE

Refrigeração, Alimentos, Equipamentos Frigoríficos, Propriedades do Sorvete, Processos

Índice Pág.

1. INTRODUÇÃO ........................................................................................................ 2

2. FUNDAMENTOS TEÓRICOS................................................................................. 3

2.1 Composição e propriedades do Sorvete................................................................ 3

2.2 Processo de Fabricação do Sorvete ...................................................................... 4

2.3 Ciclo de Refrigeração .......................................................................................... 5

2.4 Carga Térmica ..................................................................................................... 6

2.5 Tempo de Congelamento ..................................................................................... 7

3. METODOLOGIA ..................................................................................................... 8

3.1 Dados de Projeto ................................................................................................. 8

3.2 Cálculo da Carga Térmica.................................................................................... 8

4. RESULTADOS....................................................................................................... 10

4.1 Equipamentos .................................................................................................... 10

4.1.1 Motocompressor ....................................................................................... 13

4.1.2 Evaporador ............................................................................................... 14

4.1.3 Sistema de Condensação........................................................................... 15

4.1.4 Dispositivo de expansão............................................................................ 17

4.1.5 Tubulação................................................................................................. 17

4.1.6 Acessórios ................................................................................................ 18

4.2 Controle............................................................................................................. 19

4.3 Perda de Pressão................................................................................................ 21

4.4 Tempo de Congelamento ................................................................................... 22

5. CONCLUSÕES ...................................................................................................... 23

Referências Bibliográficas ............................................................................................ 25

1. INTRODUÇÃO

A qualidade de alguns gêneros alimentícios depende de seu armazenamento,

principalmente produtos como gelados comestíveis. Neste projeto será feita uma abordagem

tanto das propriedades do produto, quanto dos equipamentos necessários para realizar tal tarefa.

Na verdade, este projeto não tem fins práticos, ou seja, é somente um exercício de como

projetar uma câmara frigorífica, e fazê-lo da melhor maneira possível. Para isso foi feito o estudo

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da capacidade de produção de uma indústria de pequeno porte e como seria a realização deste

projeto para a satisfação das necessidades do cliente. Para uma melhor compreensão do trabalho

proposto até mesmo um dado como a distância entre os equipamentos foram baseados no espaço

disponível para tal fim.

Sabe-se que projetos com este nível de profundidade dificilmente são executados pelo

mercado, podendo, assim, servir de parâmetro para futuros projetos.

A indústria de refrigeração de pequeno e médio porte passa por uma séria crise técnica,

exatamente por ser de pequeno porte este mercado fica esquecido por engenheiros e projetistas

capacitados, ficando o projeto normalmente nas mãos de pessoal incapacitado. Muitas vezes o

que é visto são projetos mal realizados, equipamentos errados, desleixo na instalação, e o que é

pior, desrespeito com o consumidor.

2. FUNDAMENTOS TEÓRICOS

2.1 Composição e Propriedades do Sorvete

A quantidade de gordura do leite é um dos principais fatores nas normas legais. A

gordura em outros ingredientes como ovos, nozes, chocolates não são considerados. Existem

diferentes quantidades mínimas de gordura para diferentes tipos de sorvete, podendo chegar a

quantidades que podem variar entre 16 e 18%. Entretanto a maioria dos sorvetes contem cerca de

10 a 12% de gordura. A quantidade de açúcar é de especial interesse devido a seu efeito no ponto

de congelamento da mistura e no endurecimento.

O ponto de congelamento representa a temperatura em que a mistura começa a congelar.

Como no caso de todas as soluções, a porção não congelada se torna mais concentrada com o

progresso do congelamento, e a temperatura de congelamento diminui com o progresso do

congelamento. Em uma solução simples, contendo apenas um soluto, esta variação progredirá até

que a porção não congelada represente uma solução saturada do soluto, e depois a temperatura

permanecerá constante até que o congelamento esteja completo. Esta temperatura é conhecida

como o ponto criohídrico do soluto. Em uma solução como o sorvete, que contém diversos

açúcares e sais, este ponto não é conhecido. A temperatura requerida para completo

congelamento deve ser alguma coisa abaixo do ponto criohídrico do soluto com o ponto

criohídrico mais baixo.

Na tabela 2.1 as propriedades para sorvetes típicos são apresentadas. O ideal seria uma

pesquisa dos componentes do sorvete que a indústria pretende fabricar, entretanto normalmente

são feitos diversos tipos de sorvete, deste modo, aplicaremos sempre as propriedades do sorvete

de morango (strawberry) que além de ser um dos mais fabricados contém propriedades médias.

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Tabela 2.1 – Propriedades Térmicas de Sorvetes1

Sorvete

Água % xwo

Proteínas % xp

Gordura % xf

Ponto Inicial de

Congelamento ºC

Calor Específico Acima do

Congelamento kJ/kg.k

Calor Específico Abaixo do

Congelamento kJ/kg.k

Calor Latente

de Fusão kJ/kg

Chocolate 55,70 3,80 11,00 -5,6 3,11 2,75 186 Morango 60,00 3,20 8,40 -5,6 3,19 2,74 200 Baunilha 61,00 3,50 11,00 -5,6 3,22 2,74 204

Para o cálculo do calor a ser retirado do produto, a mudança de entalpia de um alimento

pode ser usada para estimar a energia que deve ser adicionada ou removida para promover uma

mudança de temperatura. Desta forma, utilizando o método de Chen (1985), a entalpia de um

alimento não congelado pode ser obtida através da seguinte equação:

)628,030,219,4()( 3ssff xxTTHH ⋅−⋅−⋅−+= (2.1)

onde H = entalpia do alimento, em kJ/kg; Hf = entalpia do alimento a temperatura inicial de

congelamento, em kJ/kg; T = temperatura do alimento, em ºC; Tf = temperatura inicial de

congelamento, em ºC e xs = fração mássica de sólidos do alimento.

A entalpia do alimento a temperatura inicial de congelamento Hf pode ser estimada

através da equação 2.2, usada para estimar a entalpia do alimento congelado.

⋅

⋅⋅⋅−−⋅+⋅−=

TT

TLxxxTTH

r

fpwosr

0)4,0(26,155,1)( (2.2)

onde Tr = temperatura de referência = -40 ºC; xwo = fração mássica de água no alimento; xp =

fração mássica de proteínas; L0 = calor latente de fusão da água a 0 ºC = 333,6 kJ/kg.

2.2 Processo de Fabricação do Sorvete

Industrialmente, a fabricação de sorvetes consiste nas seguintes etapas: mistura dos

ingredientes, pasteurização, homogeneização, maturação, batimento e congelamento.

A mistura deve ser aquecida, de modo que organismos patogênicos sejam destruídos.

Este é o processo de pasteurização. Atingida a temperatura desejada, a calda é imediatamente

transferida para o homogeneizador com o objetivo de dispersar a gordura, dividindo-a finamente,

evitando a separação durante a maturação. A calda passa por um trocador de calor, sendo

resfriada a 4 ºC e é acondicionada em uma tina. Nesta tina a mistura deve ser mantida a 5 ºC por

pelo menos 4 horas, permitindo a maturação do produto. Após estas etapas, a calda está pronta

para ser transformada em sorvete em um congelador, que congela o mix até uma determinada

1 Fonte: ASHRAE Handbook - Refrigeração

5

consistência, raspa e mistura uma quantidade de ar desejada, em uma condição finamente

dividida. O objetivo é conduzir o congelamento e depois o endurecimento, obtendo a textura

mais suave possível.

Após estas etapas, o sorvete se encontra em uma condição semifluida, já que a

temperatura de saída do sorvete do congelador fica em torno de –4 ºC, devendo ser encaminhada

para o processo de endurecimento e armazenamento.

Uma vez que o sorvete está embalado, é necessário o seu endurecimento. A temperatura

no centro do gelado deve ser de no máximo –23 ºC. Para alcançar este valor pode ser adotada

uma câmara frigorífica, com capacidade para congelar e armazenar o produto ou um túnel de

congelamento mais uma câmara de conservação. Logicamente, o sistema de túnel de

congelamento é o que proporciona maior rapidez.

A instalação de um túnel de congelamento em associação a uma câmara de

armazenamento otimiza o desempenho energético do equipamento, pois o túnel será utilizado

apenas quando sorvete estiver sendo produzido, ficando no restante do tempo apenas com a

câmara de armazenagem em funcionamento.

No caso em estudo a solução encontrada foi a instalação de uma câmara de

armazenamento com capacidade de congelamento, pois apesar das vantagens do outro sistema,

esta solução apresenta o menor custo de instalação, manutenção e menor área utilizada, sendo

este último um fator crítico em empresas de pequeno porte.

2.3 Ciclo de refrigeração

Com o auxílio do diagrama pressão – entalpia de um fluido, figura 2.1 é possível definir

um ciclo de refrigeração. No ponto 1 o refrigerante se encontra em estado de vapor

superaquecido em baixa pressão, proveniente do evaporador. Após isto ocorre a compressão,

processo 1-2, onde trabalho é adicionado ao sistema resultando em um aumento de pressão.

Figura 2.1 – Ciclo de refrigeração

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Na descarga do compressor, ponto 2, o fluido continua em estado de vapor

superaquecido, entretanto, agora com alta pressão e alta temperatura. Após isto ocorre a

condensação, processo 2-3, onde calor é retirado do sistema, resultando no ponto 3, onde o

refrigerante está em estado líquido subresfriado. No condensador a troca de calor é feita em três

etapas. Na primeira etapa calor sensível é retirado isobaricamente, passando o fluido de vapor

superaquecido para vapor saturado, ponto 2’. Após isto o fluido passa por um processo de

mudança de fase de forma isobárica-isotérmica. Logo em seguida o refrigerante passa pelo

processo de subresfriamento acabando no ponto 3, à alta pressão no estado de líquido

subresfriado.

O fluido deve perder pressão, e temperatura, para retornar a pressão de baixa do sistema.

Para isso o refrigerante passa por um dispositivo de expansão, chegando ao ponto 4, onde o

fluido se encontra em uma mistura líquido mais vapor. Faltando, para completar o ciclo, o

processo de evaporação. O fluido irá absorver calor, trocando mais uma vez de fase, chegando ao

ponto 1’. Antes de reiniciar o ciclo, o refrigerante é superaquecido, evitando a presença de

líquido no compressor.

Para o cálculo do calor envolvido em determinado processo a seguinte equação pode ser

utilizada:

)(.

if hhmq −⋅= (2.3)

onde q = calor, em W; .

m = vazão mássica, em kg/s; hf = entalpia do ponto final, em J/kg; hi =

entalpia do ponto inicial, em J/kg

2.4 Carga Térmica

De acordo com a American Society of Heating, Refrigeration and Air Conditioning

Engineers (ASHRAE), no cálculo da carga térmica para câmaras de estocagem de alimentos são

considerados os seguintes fatores: transmissão de calor por superfícies, calor que o alimento

deve perder para atingir a temperatura desejada, calor interno referente a pessoas, lâmpadas e

equipamentos, infiltrações de ar, calor de degelo, calor de moto-ventiladores e tempo previsto de

funcionamento, além do coeficiente de segurança.

O calor sensível ganho através das paredes, piso e teto é calculado a regime permanente

como:

TAUq ∆⋅⋅=1 (2.4)

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onde q1 = calor ganho por infiltração pelas superfícies, em W; U = coeficiente global de

transferência de calor, em W/m2K; A = superfície de troca de calor, em m2; T∆ = diferença

entre a temperatura externa e a temperatura interna do ar, em ºC.

Para o resfriamento do produto da temperatura inicial até a temperatura desejada

de armazenagem. O calor a ser retirado pode ser calculado da seguinte maneira:

)(.

2 if hhmq −⋅= (2.5)

onde q2 = calor a ser retirado do produto, em W; .

m = vazão mássica de produto, em kg/s; hf =

entalpia do produto a sua temperatura final, em kJ/kg; hi = entalpia do produto a sua temperatura

inicial, em kJ/kg.

Internamente, o calor gerado por equipamentos e pessoas deve ser considerado.

Geralmente os equipamentos utilizados no interior de uma câmara são motores, lâmpadas ou

outros equipamentos elétricos. O calor gerado por uma pessoa trabalhando em uma câmara pode

ser aproximado por:

Tq p ⋅−= 6272 (2.6)

onde qp = calor gerado por uma pessoa, em um período de 24 horas, em W; T = temperatura

interna, em ºC.

Devido a diferença entre a densidade do ar interno e do ar externo, existe um ganho de

calor devido a infiltração por aberturas, equação 2.7, como portas ou portinholas. Segundo a

ASHRAE, a velocidade do ar por uma porta irá variar de 0,3 até 1,5 m/s, dependendo das

dimensões da porta e da diferença entre a pressão atmosférica e a pressão interna.

ararr huA

q ∆⋅⋅⋅=24 ρ (2.7)

onde q4 = calor ganho por infiltração de ar, em W; rρ = massa específica do ar refrigerado, em

kg/m3; A = área da abertura, em m2; aru = velocidade média do ar, em m/s; arh∆ = diferença de

entalpia entre o ar interno e o ar externo, em kJ/kg.

Existe ainda o calor ganho devido à operação de equipamentos de refrigeração,

consistindo em motores elétricos, onde a circulação de ar forçado é usada, e calor usado no

degelo da serpentina do evaporador.

2.5 Tempo de congelamento

O algoritmo usado para estimar o tempo de congelamento de alimentos é baseado na

equação de Plank modificada por Cleland e Eaerle (1977, 1979a, 1979b). Este algoritmo é

8

aplicável para geometrias simples. Primeiramente as propriedades do alimento, o coeficiente de

transferência de calor e as dimensões características devem ser definidas. Três dimensões devem

ser calculadas: D, 1β , 2β . D é o dobro da distância entre o centro térmico do alimento até a

superfície, 1β é definido como a segunda menor dimensão dividido pela menor dimensão e 2β é

a maior dimensão dividido pela menor dimensão.

A seguir devem ser calculados os números de Biot, Plank e Stefan, através das equações a

seguir:

kDh

Bi.= (2.8)

H

TTCPk fil

∆−⋅

=)(

(2.9)

H

TTCsSte mf

∆−⋅

=)(

(2.10)

onde Bi = número de Biot; h = coeficiente de convecção, em W/m2K; D = dimensão

característica, em m; k = condutividade térmica, em W/mK; Pk = número de Plank; Cl = calor

específico volumétrico da fase não congelada, em kJ/K.m3; Ti = temperatura inicial, em ºC; Tf =

temperatura de congelamento, em ºC; H∆ = mudança de entalpia volumétrica entre Tf e a

temperatura final, em kJ/m3; Ste = número de Stefan; Cs = calor específico volumétrico da fase

congelada, em kJ/K.m3; Tm = temperatura do meio, em ºC.

Após isto fatores geométricos devem ser calculados os fatores geométricos P e R, de

acordo com a tabela 5, capítulo 9 do 2002 ASHRAE Handbook – Refrigeration.

Com todos estes passos realizados, finalmente pode ser calculado o tempo de

congelamento, conforme a equação 2.11.

−−

−⋅⋅−⋅

⋅+⋅⋅−

∆=m

mc

ssmf TTT

kSte

kDR

hDP

TTH

10ln

65,11

2

θ (2.11)

onde Tc = a temperatura final, em ºC; ks = condutividade térmica do alimento, em W/m.K.

METODOLOGIA

3.1 Dados de Projeto

Para o cálculo da carga térmica, algumas considerações devem ser feitas como o local da

instalação, o tipo de montagem a ser executada e os requisitos básicos para uma câmara de

congelamento e conservação.

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O projeto será para uma instalação na cidade de Porto Alegre, em uma indústria do setor2.

Sendo assim, a temperatura de bulbo seco externo no verão será considerada 33,5 ºC, a

temperatura de bulbo úmido será 25 ºC e a velocidade do ar de 3 m/s. Dados fornecidos pela

Organização Meteorológica Mundial.

Para este projeto, a área disponibilizada para construção da câmara foi de nove metros e

setenta centímetros por 6 metros. A altura será de 4 metros. As paredes serão metálicas com 200

mm de material isolante, no caso poliestireno expandido. Esta escolha foi realizada por se

tratarem de painéis de fácil montagem, grande disponibilidade no mercado e baixo custo. Para o

escoamento da produção, duas portas serão utilizadas, uma com 0,8 m de largura por 1,8 m de

altura, para grandes movimentações, e a outra com 0,8 m de largura por 0,8 m de altura para a

movimentação de poucas embalagens.

Esta indústria tem uma capacidade máxima de produção de 610 litros por hora.

Normalmente, este pico ocorre nos meses de verão, na condição externa mais desfavorável,

necessitando ainda um período de armazenamento bastante breve, já que a quantidade vendida

pode ultrapassar a quantidade fabricada, ocasionando uma diminuição de produto em estoque.

Antes do cálculo da carga térmica é importante definir as propriedades do sorvete, assim

como a sua condição inicial e a desejada. Utilizando os dados da tabela 2.1, e as equações 2.1 e

2.2 , a entalpia do sorvete a –4 ºC é 246,42 kJ/kg e a –30 ºC é de 29,68 kJ/kg.

Considerando uma jornada de trabalho de 14 horas, e uma densidade do sorvete de 500

kg/m3, tem-se que a vazão mássica diária é de 0,049 kg/s.

3.2 Cálculo da Carga Térmica

Utilizando a equação 2.4, é possível realizar os cálculos da transmissão de calor por cada

superfície, de acordo com sua orientação geográfica, figura 3.2, já que a superfície norte estará

sujeita a ação solar.

Figura 3.2 – Orientação geográfica da câmara, dimensões em mm

2 Sorvetes Dani Ltda.

10

A espessura da parede e o tipo de isolamento foram apresentados no item 3.1. Uma

velocidade interna de 5 m/s pode ser estimada para estes cálculos, visto que esta é uma câmara

de armazenamento. Os resultados obtidos podem ser visualizados na tabela 3.2. Na parede norte

deve ser feita uma correção de 2 ºC na diferença de temperatura devido a ação solar.

Tabela 3.2 – Resultados obtidos para a transmissão de calor por superfícies

Parede ue (m/s) ui (m/s) U

(W/m2.K) Te (ºC) A (m2) AS (ºC) q (W)

Norte - 5 0,182 33,5 24 2 277,4

Sul - 5 0,182 33,5 24 - 277,4

Leste - 5 0,182 33,5 38,8 - 448,4

Oeste - 5 0,182 33,5 38,8 - 448,4

Teto - 5 0,182 35,5 58,2 - 693,8

Piso - 5 0,182 20 58,2 - 529,6

CALOR TOTAL TRANSMITIDO PELAS SUPERFÍCIES 2675

ue (m/s) – velocidade do ar externo; ui (m/s) – velocidade do ar interno; U (W/m2.K) –

coeficiente global de transferência de calor; Te (ºC) – temperatura ambiente externo; A (m2) –

área da superfície; AS (ºC) – ação solar; q (W) – calor transmitido pela superfície.

A partir dos dados obtidos para a entalpia do produto, utilizando a equação 2.5 e a vazão

mássica já calculada no item 3.1, o calor a ser retirado do produto pode ser diretamente

calculado, atingindo 10711,5 W. Considerando as caixas de papelão, correspondendo a 10% da

massa de produto, com um calor específico de 1,35 kJ/kg.K, sofrendo uma diferença de

temperatura de 50 ºC, tem-se 330 W para resfriar as caixas de papelão

Além do equipamento de refrigeração, dentro da câmara os únicos equipamentos

presentes são lâmpadas para iluminação. Considerando 10 W/m2, chega-se a uma potência

dissipada de 582 W. Além de equipamentos, uma pessoa deverá trabalhar na organização do

espaço interno. De acordo com a equação 2.6, o calor gerado por uma pessoa em um período de

24 horas é dependente apenas da temperatura interna, entretanto esta equação deve ser ajustada

pelo tempo em que a pessoa estará gerando esta carga térmica. Pode-se estimar um período de 6

horas por dia de trabalho interno. Com isso a iluminação representa uma carga de 145,5 W e as

pessoas 113 W.

11

A infiltração de calor depende das condições interna e externa e da vazão mássica de ar

infiltrado. Em câmaras modernas, construídas em painéis metálicos, a infiltração pelas paredes é

praticamente nula, ficando, portanto, como única fonte de infiltrações as aberturas, tais como a

porta e a portinhola presentes neste projeto. Para a portinhola a velocidade do ar foi considerada

como sendo 1,2 m/s e para a porta 0,7 m/s. A tabela a seguir apresenta os resultados.

Tabela 3.5 – Resultados para infiltração de calor

Área (m2) Velocidade do Ar (m/s) Tempo de Abertura (h) Q (W)

Porta 1,44 0,7 0,2 532

Portinhola 0,64 1,2 0,5 844

CALOR TOTAL POR INFILTRAÇÃO (W) 1376

Como a carga térmica ainda não foi totalmente calculada, torna-se impossível conhecer a

potência dissipada por equipamentos frigoríficos. Apesar disso, descontando este item, uma idéia

da carga térmica total já é conhecida. Até este ponto a carga já atingiu 15325,1 W. Normalmente

considera-se que o calor gerado por equipamentos corresponde a 15% do total, logo 2298,8 W.

Atingiu-se uma potência total de refrigeração requerida de 17623,9 W. Este valor é

referente à utilização do equipamento 24 horas por dia, entretanto devem ser previstos intervalos

em sua operação. Neste projeto, o equipamento será especificado para trabalhar 20 horas por dia.

Desta forma a potência deve ser recalculada, atingindo 21148,6 W.

4 RESULTADOS

4.1 Equipamentos

Antes do selecionamento dos equipamentos é necessária a definição do refrigerante,

sistema de funcionamento, tipo de condensação e regime de operação.

Os refrigerantes do tipo clorofluorcarbono (CFC) estão sendo extintos do mercado,

devido ao seu alto potencial de destruição da camada de ozônio, portanto descartados neste

projeto. Os hidroclorofluorcarbono (HCFC) têm um menor potencial de destruição da camada de

ozônio (ODP), baixa vida atmosférica e também um baixo potencial de aquecimento global, mas

têm seu uso restrito até 1 de janeiro de 2030. Estudos recentes (Wuebbles e Calm 1997; Calm et

al. 1999) sugerem que a substituição de refrigerantes com estas características poderá agravar o

problema do aquecimento global, mas terá efeito desprezível na manutenção da camada de

ozônio. Além dos citados, existem outros refrigerantes que não contém cloro, com ODP nulo,

disponíveis no mercado, entretanto podem apresentar algumas desvantagens tais como: baixa

12

disponibilidade de equipamentos no mercado, maior custo, maior exigência técnica de

manutenção e alto potencial de aquecimento global. Por tudo isso, para esse projeto, a escolha

foi pelo R-22 (CHClF2), que é um HCFC. Apesar de seu uso ser restrito até 2030, acredita-se que

suas características justificam o seu emprego, além de não ser ecologicamente prejudicial, está

amplamente difundido no mercado e tem um baixo custo.

Para que o regime de operação seja definido é necessário o conhecimento do sistema de

condensação e de evaporação. Para a evaporação o sistema escolhido foi o de expansão direta em

trocador de calor tendo ar como agente. Já que a temperatura interna da câmara será de –30 ºC a

temperatura de evaporação será menor. Um diferencial de temperatura de –5 ºC é corriqueiro,

portanto a temperatura de evaporação será de –35 ºC. Para a condensação, a escolha foi feita por

um condensador casco e tubos em conjunto com uma torre de resfriamento de água.

Tabela 4.1 – Tabela de Saturação do R-22

T =temperatura; P = pressão absoluta; VL = volume específico para líquido; Vg = volume

específico para vapor; Hl = entalpia para líquido; Hg = entalpia para vapor.

Com este sistema consegue-se uma diminuição da temperatura de condensação,

necessitando, portanto, de um menor fator de compressão no sistema. Neste caso a temperatura

de condensação será de 40 ºC, com um subresfriamento de 5 ºC. Observando a tabela de

saturação do R-22, tabela 4.1, nota-se que a pressão de condensação será de 15,335 Bar (1533,5

kPa) e de evaporação será de 1,317 Bar (131,7 kPa). A pressão está em escala absoluta.

Na figura 4.1, o ciclo de refrigeração em uma diagrama pressão x entalpia é apresentado.

Na seleção serão considerados os seguintes pontos: 1-2: Compressor; 2-3: Condensador, 3-4:

Válvula de expansão, 4-1’: Evaporador. Lembrando que no diagrama a pressão e temperatura de

condensação estão representadas respectivamente por pa e Ta, enquanto que a pressão e

temperatura de evaporação estão representadas respectivamente por pb e Tb.

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Figura 4.1 – Diagrama representativo do ciclo de refrigeração

Convém lembrar ainda que o superaquecimento é feito em duas etapas. A primeira ocorre

ainda no evaporador, sendo definida como Tb – T1’ , e a segunda ocorre devido a perda de calor

entre a saída do evaporador e a entrada do compressor e é definida com T1 – T1’ = 5 ºC. Logo o

superaquecimento total será de 10ºC. Além disso, há o subresfriamento no condensador, definido

como Ta – T3 = 5 ºC. O processo 1-2 é considerado isentrópico.

Tabela 4.2 – Pontos do ciclo de refrigeração

Ponto T (ºC) p (kPa) H (kJ/kg) Estado

1’ -30 131,7 393,97 Vapor superaquecido

1 -25 131,7 397,06 Vapor superaquecido

2 94,12 1533,5 463,90 Vapor superaquecido

3 35 1533,5 243,10 Líquido subresfriado

4 -35 131,7 243,10 Líquido + Vapor

A carga térmica calculada corresponde ao calor que deve ser absorvido pelo sistema

através do evaporador. Como os pontos de entrada e saída do evaporador são conhecidos pode-se

estimar a vazão mássica de refrigerante através da equação 2.3. A vazão mássica calculada para

21148,6 W no processo 4-1’ é de 0,140kg/s. O ponto 2 não é real, já que considera compressão

isentrópica, portanto não será usado para cálculos.

4.1.1 Motocompressor

Antes do selecionamento do modelo de compressor, uma análise do tipo de compressor

deve ser efetuada. Os compressores mais eficientes energeticamente, como Scroll ou pistão

rolante, não atendem a este fator de compressão, atuando somente em temperaturas de

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evaporação superiores. Desta forma, as opções restantes seriam o tipo parafuso e o alternativo.

Para esta faixa de potência, não estão disponíveis compressores parafuso, restando apenas o

alternativo, que apesar da sua baixa eficiência responde bem a grandes diferenças de pressão.

Figura 4.2 – Compressor selecionado

A capacidade de refrigeração do compressor a ser selecionado é representada pela carga

térmica calculada mais o calor absorvido no processo 1’ -1. Desta forma, utilizando a equação

2.3, a capacidade requerida é de 21,6 kW, a 40 ºC de temperatura de condensação com 5 ºC de

subresfriamento, -35 ºC de temperatura de evaporação com 10 ºC de superaquecimento. A fim de

exemplificar a escolha de um compressor, foi utilizado um software cedido por um conceituado

fabricante de compressores3, de forma que o modelo selecionado pode ser visualizado na figura

4.2.

Nota-se que a potência disponibilizada pelo compressor é superior à necessária. Como

nenhum fator de segurança havia sido considerado, pode-se entender esta diferença como uma

segurança ao bom funcionamento do equipamento. Entretanto, este incremento na potência irá

onerar o sistema, já que todos os demais componentes deverão se comportar de maneira

equilibrada. Esta diferença também pode ser verificada na vazão mássica proporcionada, neste

caso tem-se 0,157 kg/s, ao passo que o valor calculado foi de 0,140 kg/s.

Outra informação importante proveniente deste software é a faixa de atuação em que o

compressor pode ser utilizado. A figura 4.3 mostra estes limites para o compressor selecionado.

3 Bitzer Kühlmaschinenbau GmbH

15

Figura 4.3 – Limites de aplicação e ponto de operação

Para o regime de trabalho imposto por este projeto a figura 4.3 indica que há necessidade

de resfriamento adicional ao motocompressor. O fabricante indica um sistema de ventilação

somado a um sistema de resfriamento por injeção eletrônica, chamado CIC. Este sistema é

composto de sensores que registram temperaturas relevantes dentro do compressor. Uma válvula

de injeção é controlada por um módulo eletrônico, de forma que refrigerante proveniente da

linha de líquido é expandido e injetado nos cilindro do compressor, sempre que necessário.

4.1.2 Evaporador

O calor que o evaporador deve absorver deve ser atualizado, pois a vazão mássica foi

aumentada, sendo sua nova capacidade de 23,68 kW. Desta forma, seleciona-se o evaporador

com capacidade semelhante a necessária. O modelo de evaporador selecionado é o EEP 096-B,

com capacidade para 30,3 kW, conforme figura 4.4.

Figura 4.4 – Tabela de seleção do evaporador

Neste ponto do trabalho pode ser feita uma comparação entre o valor estimado para o

calor gerado por equipamentos de refrigeração, e o valor real gerado pelo equipamento

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selecionado. O método para descongelo da serpentina escolhido foi através de resistências

elétricas, que serão ligadas de 8 em 8 horas por 25 minutos. O calor gerado pelo degelo será de

1778 W, enquanto que o calor gerado pelos motores será de 2470 W, gerando um total de 4248

W. O valor estimado anteriormente foi de 2253,2 W. Com este novo valor, a carga térmica é

aumentada para 22723,9 W, o que não supera 24100 W disponibilizados pelo compressor.

4.1.3 Sistema de condensação

No condensador calor deve ser retirado do sistema, neste projeto optou-se pela utilização

de um sistema de condensação a água, com um trocador de calor casco e tubo, bomba de

circulação de água e torre de resfriamento. O trocador de calor deve ter capacidade para dissipar

o calor absorvido pelo evaporador e gerado pelo compressor, neste caso um total de 43,13 kW.

Figura 4.5 – Seleção do Condensador

O condensador CST 11 foi selecionado, na figura 4.5. Para que o trocador opere como

mencionado pelo fabricante, deve ser provido de uma vazão de água de 7280 l/h (2,022.10-3

m3/s). A seleção da torre de resfriamento deve ser realizada a partir das condições ambientais,

definidas no item 3.1. A figura 4.6 apresenta a capacidade da torre de resfriamento selecionada.

O condensador selecionado deve dissipar 56,6 kW, o equivalente a 13 TR. A torre selecionada é

o modelo HGT-I-600, que dissipa 15 TR a uma temperatura de bulbo úmido de 25,6 ºC.

Figura 4.6 – Tabela de seleção de torre de resfriamento – Capacidades em TR

É necessário ainda o projeto de circulação de água. A partir da vazão é possível

selecionar o diâmetro da tubulação. A velocidade de escoamento deve ficar em torno de 2 m/s. O

material escolhido foi o aço galvanizado. Para um diâmetro nominal de 1 ½” (38,1 mm) a

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velocidade de escoamento fica em 2,1 m/s. O comprimento total de trechos retos terá cerca de 14

metros, mais 9 joelhos de 90º, representando um comprimento equivalente de 11,7 metros.

Figura 4.7 – Diagrama do circuito de água

A altura de recalque é de 1,83 m, a altura de sucção é nula, já que o reservatório da torre

de resfriamento se encontra em um nível superior ao da bomba. Um diagrama com o

posicionamento dos equipamentos é apresentado na figura 4.5.

Figura 4.8 – Resposta da bomba selecionada

A perda de pressão no condensador é de 49 kPa (5 mca). Aplicando a equação de

Bernoulli, encontra-se a altura manométrica de 12 mca (117235 Pa). O NPSH disponível é 10,12

mca. Para estes requisitos, as curvas características da bomba selecionada, uma Schneider BC-92

S-HB com motor de 3/4 hp (0,56kW), figura 4.8.

18

4.1.4 Dispositivo de Expansão

A função do dispositivo de expansão é impor uma perda de pressão ao escoamento,

diminuindo a temperatura do refrigerante. Neste projeto o tipo de dispositivo escolhido foi a

válvula de expansão termostática com equalizador de pressão externa. Estas válvulas regulam a

injeção de refrigerante no evaporador. A injeção é controlada em função do superaquecimento

do refrigerante. O equalizador de pressão externa é necessário devido ao evaporador ser montado

com distribuidor de líquido, e a pressão deve ser igual em cada trecho. A perda de pressão deste

ciclo é de 14 bar (1400 kPa). A temperatura de evaporação é de –35 ºC.

A seleção acaba, indiretamente, influenciando na capacidade do condensador a ser

selecionado. Com a utilização de uma válvula de expansão comum a pressão de evaporação será

maior quando a temperatura interna da câmara ainda não estiver estabilizada. Com uma pressão

de saturação maior, o volume específico do refrigerante diminui, aumentando a sua vazão

mássica.

Figura 4.9 – Tabela de seleção da válvula de expansão

Com o aumento da vazão mássica a capacidade do compressor aumenta, incrementando o

calor a ser dissipado no condensador. Neste projeto optou-se pela utilização de uma válvula de

expansão com um sistema chamado de máxima pressão de operação (MOP). Este sistema fixa a

pressão de evaporação, evitando a variação de capacidade do compressor e conseqüentemente o

superdimensionamento do condensador. Para a seleção foi utilizado um catálogo Danfoss,

conforme a figura 4.9. O modelo selecionado foi TEX 12-7.5 com MOP. Apesar da diferença

entre a capacidade da válvula e a capacidade do sistema, é possível ajustar a válvula de maneira

a se adequar ao sistema.

4.1.5 Tubulação

A queda de pressão na sucção e na descarga causam decréscimo na capacidade do

compressor e aumentam a potência elétrica. Na linha de líquido a perda de pressão pode resultar

na evaporação do fluido antes da válvula de expansão, resultando em uma má operação da

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mesma. Tipicamente, os sistemas de refrigeração são projetados para terem perda de pressão

equivalente a diminuição de 1 ºC ou menos na temperatura de saturação. A tubulação e suas

conexões serão de cobre.

Um aumento na queda de pressão da linha de descarga pode aumentar a pressão de

descarga do compressor materialmente, mas causa mínimos efeitos na pressão de condensação.

Apesar de haver um acréscimo no calor de compressão para um incremento na pressão de

descarga, o volume de gás bombeado é diminuído devido a uma queda na eficiência volumétrica

do compressor, permanecendo o calor total a ser dissipado no condensador relativamente

constante. No caso deste projeto, o compressor e o condensador ficarão bastante próximos. Para

a capacidade deste sistema, de acordo com a tabela 3 do capítulo 2 do 2002 ASHRAE Handbook

– Refrigeration, o diâmetro da tubulação ideal seria de 28 mm, resultando em uma queda na

temperatura de saturação de 0,017K/m.

Na linha de líquido, a principal preocupação é com a garantia de chegada de refrigerante

líquido na válvula de expansão. Se a pressão cai abaixo da temperatura de saturação, uma porção

de líquido irá se transformar em vapor, resfriando o restante do líquido a uma nova temperatura

de saturação. Utilizando a mesma tabela referenciada anteriormente, tem-se que o diâmetro da

tubulação deve ser de 18mm com uma queda na temperatura de saturação de 0,01K/m.

Com a diminuição da pressão de sucção, cada grama de refrigerante que retorna ao

compressor ocupa um volume maior, e a massa de refrigerante sendo bombeada pelo compressor

diminui. A manutenção de uma velocidade de escoamento adequada é de grande importância,

recomenda-se a manutenção da velocidade de escoamento entre 4,5 a 20m/s. Após deixar o

evaporador e aquecer alguns graus, o óleo torna-se mais viscoso. O movimento do óleo através

da linha de sucção depende da velocidade e da massa do vapor de refrigerante. Com a

diminuição de massa ou densidade, maiores velocidades são requeridas para arrastar o óleo.

Neste projeto o evaporador se encontra em um nível mais alto que o compressor, não havendo a

necessidade de aumento da velocidade para arraste do óleo em subidas. Para 24,1kW, o diâmetro

da tubulação deve ser de 54mm, diminuindo a temperatura de saturação em 0,033K/m.

4.1.6 Acessórios

Equipamentos como separador de óleo, válvula de retenção, filtro secador, válvula

solenóide, visor e separador de líquido são úteis no controle e proteção do equipamento. Todos

estes equipamentos devem ser selecionados de acordo com sua capacidade, em concordância

com a capacidade do sistema. O separador de óleo tem como função garantir o retorno do óleo

diretamente ao cárter do compressor, evitando a sua circulação pelo sistema. A válvula de

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retenção evita o retorno de refrigerante à descarga do compressor, e é sempre usado em sistemas

com alívio de partida. O filtro secador filtra a água do sistema, já que esta pode ser muito

prejudicial a duração do compressor, pois ela pode reagir com o isolamento da bobina do motor

do compressor, causando um curto circuito. A válvula solenóide tem papel importante no

controle do conjunto, como explicado no item 4.2.

Tabela 4.4 – Acessórios selecionados

Fabricante Bitola, mm Capacidade, W Comprimento Equiv. (m)

Separador Óleo Fligor 28 29500 3

Válvula Retenção Danfoss 28 - 1

Filtro Secador Danfoss 18 28000 0,5

Válv. Solenóide Danfoss 18 30000 1,1

Visor de Líquido Danfoss 18 - 0,92

Sep. Líquido Fligor 54 27000 4,8

O visor de líquido é, além de um visor onde se pode checar a situação do refrigerante, um

visor de umidade com uma escala para denunciar a presença de água no sistema. O separador de

líquido tem como finalidade evitar a presença de refrigerante líquido na sucção do compressor.

Este refrigerante líquido pode ser considerado incompressível, portanto pode causar a

danificação de partes mecânicas do compressor. Na tabela 4.4 é possível a visualização dos

acessórios selecionados assim como as suas propriedades.

4.2 Controle

Além de um termostato para controlar a temperatura interna da câmara, outros

equipamentos são necessários para aumentar a vida útil do equipamento. Logo, assim como a

temperatura da câmara, a pressão de alta e de baixa do refrigerante, pressão de óleo e a

temperatura do compressor devem ser controladas.

Um ponto crítico no funcionamento de um sistema de refrigeração é o momento de

arrancada do motocompressor. Neste projeto optou-se por um sistema chamado alívio de partida,

figura 4.10. Toda a vez que o equipamento é desligado, ele deve passar por um processo

chamado de recolhimento de gás. Neste processo a válvula solenóide da linha de líquido é

desligada com o compressor em funcionamento, impedindo o escoamento do fluido resultando

em uma diminuição da pressão de sucção até chegar em seu nível mínimo, normalmente uma

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pressão um pouco maior que 0 kPa manométrico para R-22. Antes da partida do motor, o

refrigerante localizado nos cabeçotes do compressor é evacuado para a linha de sucção. Como o

volume de refrigerante é pequeno em relação ao volume da linha de sucção, pequena alteração

na pressão irá acontecer. Desta forma a pressão na sucção, e na descarga do compressor serão

iguais e muito baixas. O sistema de comando deve permitir que todo o refrigerante seja

deslocado. Após isto a válvula solenóide pode ser novamente aberta, aumentando a pressão da

sucção, dando condições de arrancada ao motocompressor. O esquema elétrico de comando pode

ser visualizado na figura 4.11.

Figura 4.10 – Sistema de alívio de partida

Figura 4.11 – Esquema elétrico de comando

4.3 Perda de Pressão

Neste momento uma lista de componentes deve ser feita, juntamente com a perda de

pressão parcial de cada item, conforme a tabela 4.3. Nota-se que na linha de descarga a soma das

22

perdas de carga não chega nem perto de diminuir a temperatura de saturação 1ºC. Isto ocorreu

principalmente devido ao fato de que o comprimento total da linha é pequeno e existem poucos

acessórios.

O decréscimo de temperatura da linha de líquido manteve-se dentro do pré-determinado,

de forma que nenhum ajuste no subresfriamento deve ser feito. O decréscimo na temperatura de

evaporação foi de 1ºC. A velocidade do escoamento na linha de sucção foi de 11,9 m/s.

Afortunadamente chegou-se ao ponto ótimo de projeto, a velocidade de escoamento ficou dentro

da faixa especificada e a diminuição da temperatura de saturação ficou no limite, chegando assim

a um ponto em que os dois objetivos, alta velocidade e baixa perda de pressão, foram atingidos.

Tabela 4.3 – Perda de carga nas linhas do sistema

Quantidade

Comprimento

Equivalente (m)

Perda de

temperatura de

saturação (K)

Tubulação 28mm 1,5 metros 1,5 0,026

Curvas 90º 28mm 3 peças 2,7 0,046

Válvula de Retenção 1 peça 1 0,017

Separador de Óleo 1 peça 3 0,051

Linha de Descarga 0,14

Tubulação 18mm 10 metros 10 0,1

Curvas 90º 18mm 7 peças 4,2 0,042

V. Solenóide 22mm 1 peça 1,1 0,011

Visor Líquido 18mm 1 peça 0,92 0,092

Filtro Secador 1 peça 0,5 0,05

Linha de Líquido 0,295

Tubulação 54mm 10 metros 10 0,33

Curvas 90º 54mm 10 peças 16 0,53

Separador Líquido 1 peça 4,8 0,16

Linha de Líquido 1

4.4 Tempo de congelamento

Normalmente as embalagens de sorvete ficam acondicionadas dentro de caixas de

papelão empilhadas dentro da câmara. Tal análise é bastante complicada, já que não se sabe

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exatamente como o calor será transferido do ar para uma embalagem de sorvete em alguma caixa

em algum ponto da câmara, sendo somente isto suficiente para um trabalho próprio. Este método

considera que o produto está em contato direto com o ar forçado, diferindo do problema

apresentado, em que o calor deve passar por diversas barreiras até atingir o produto. O

coeficiente de transferência de calor por convecção foi estimado considerando a face externa

como um placa plana e a velocidade de escoamento do ar 5 m/s, tendo como resultado 30

W/m2.K. A distribuição do produto pode ser visto na figura a seguir.

Figura 4.12 – Organização do sorvete na caixa de papelão

Deve-se considerar que ao lado das caixas representadas estarão colocadas outras caixas,

sendo o fluxo de calor unidirecional, do lado do isolamento para o escoamento. As dimensões da

embalagem são 20 cm x 10 cm x 7 cm. Considerando a resistência das paredes de ar entre os

potes, das paredes de papelão e das outras embalagens de sorvetes, tem-se um coeficiente de

transferência global 0,25 W/m2K. Aplicando-se o algoritmo chega-se a um tempo para o centro

da embalagem mudar sua temperatura de –4 ºC a –24 ºC de aproximadamente 6 horas. O produto

irá permanecer armazenado por no mínimo 24 horas, logo, há tempo suficiente para atingir a

temperatura desejada.

5 CONCLUSÕES

Um dos objetivos deste trabalho é a comparação de projetos de câmaras frigoríficas. A

primeira vista o resultado foi semelhante, já que a carga térmica aqui calculada foi semelhante a

potência de refrigeração instalada. Algumas diferenças, entretanto são notórias, pois este projeto

foi calculado para uma temperatura interna de –30ºC, enquanto que a existente para uma

temperatura de –24ºC, o que resulta, obviamente, em uma grande diferença de calor a ser

retirado. A temperatura de –30 ºC foi escolhida a fim de melhorar a qualidade do produto e ainda

obter um congelamento mais rápido. O fluido refrigerante aqui escolhido foi o R-22, devido a

suas características explicadas no item 4.1. Na instalação existente o refrigerante selecionado foi

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o R-404, descartado aqui, devido a seu alto custo e dificuldade de manutenção. Na figura 5.1 é

apresentado um diagrama com todos os equipamentos.

Figura 5.1 – Conjunto Frigorífico

Figura 5.2 – Diagrama pressão x entalpia do ciclo de refrigeração

O ciclo de refrigeração resultante está descrito no diagrama pressão x entalpia da figura

5.2 e na definição das propriedades do fluido em cada ponto, tabela 5.1. Apenas as perdas de

pressão não foram representadas, por serem baixas e praticamente imperceptíveis neste gráfico.

A eficiência isentrópica do compressor é 0,56, e COP do sistema é de 1,27. A planta terá uma

potência elétrica total de 23 kW. Como explicado anteriormente, esta eficiência não é

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satisfatória, quando comparada a outros sistemas de refrigeração, entretanto, em casos em que há

grande diferença de pressão a eficiência tende a ser menor, devido principalmente ao baixo

volume específico na sucção do compressor. Uma solução para este caso seria a adoção de um

sistema com duplo estágio de compressão, que ao inserir uma temperatura intermediária ao

sistema, divide o fator de compressão, aumenta o título após a válvula de expansão melhorando a

eficiência do ciclo como um todo. Apesar destas vantagens, este sistema ainda não está

difundido no Brasil, significando maiores custos de instalação e manutenção, inviabilizando um

projeto com perspectivas de curto prazo.

Tabela 5.1 – Propriedades do refrigerante no ciclo

Pontos T (ºC) P (kPa) v (m3/kg) h (kJ/kg) s (kJ/kg.K) X

1 -25 131,7 0,1745 397,06 1,84 -

2 157,18 1533,5 0,0252 516,42 1,97 -

3 35 1533,5 0,87.10-3 243,1 1,1666 -

4 -35 131,7 0,5200 243,1 1,1953 0,36

Apesar de ter ocorrido uma discordância dos critérios utilizados, o equipamento existente

se mostrou bastante eficiente, principalmente considerando que não foi feito um estudo de caso,

das necessidades do cliente e tampouco das necessidades do produto. Os resultados deste

trabalho podem ser considerados de grande valia, pois se não serão propriamente postos em

prática, servirão como base para futuros projetos, seja para sorvete ou qualquer outro produto.

Referências Bibliográficas

ASHRAE. 2002. “2002 ASHRAE Handbook – Refrigeration”

ASHRAE. 1993. “1993 ASHRAE Handbook – Fundamentals”

ASHRAE. 1979. “1979 ASHRAE Handbook – Equipment”

Cenzano, I., 1988. “Elaboracion, Analisis y Control de Calidad de los Helados”,

volume 1. A. Madrid Vicente, Ediciones. Madrid, 1ª Edição.

Incropera, F. and De Witt, D., 1995. “Fundamentos de Transferência de Calor e

Massa”, volume 1. LTC Editora, São Paulo, 4ª Edição.