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Universidade Federal do Rio de Janeiro

PROJETO DE REFRIGERAÇÃO EM ESTABELECIMENTO HORTIFRUTIGRANJEIRO

UTILIZANDO CICLOS CASCATA NH3-CO2

Giovanni Henrique Panno

PROJETO DE REFRIGERAÇÃO EM ESTABELECIMENTO

HORTIFRUTIGRANJEIRO UTILIZANDO CICLOS CASCATA

NH3-CO2


Projeto de Graduação apresentado ao Curso de

Engenharia Mecânica da Escola Politécnica,

Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos

requisitos necessários à obtenção do título de Engenheiro.

Orientador: Gabriel Lisbôa Verissimo

Rio de Janeiro

Março de 2020

i

Panno, Giovanni Henrique Panno

Projeto de Refrigeração em Estabelecimento

Hortifrutigranjeiro Utilizando Ciclos Cascata NH3-

CO2/ Giovanni Henrique Panno. – Rio de Janeiro:

UFRJ/ESCOLA POLITÉCNICA/DEM, 2020.

XVI, 117 p.: il.; 29,7 cm.

Orientador: Gabriel Lisbôa Veríssimo

Projeto de Graduação – UFRJ/ESCOLA

POLITÉCNICA/DEM. Departamento de Engenharia

Mecânica, 2020.

Referências Bibliográficas: p.111-115.

1. Refrigeração. 2. Refrigerantes Naturais. 3.

R744. 4. R717. 5. Ciclo de Refrigeração de

Compressão Mecânica de Vapor

I. Lisbôa Veríssimo, Gabriel. II. Universidade

Federal do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso

de Engenharia Mecânica. III. Título.

ii

Dedico este trabalho à Erica, Francisco, Giovanna, Sylvia, Ítalo, Jurema e Letícia, as

pessoas que mais me apoiaram ao longo de toda minha vida.

iii

AGRADECIMENTOS

Primeiramente gostaria de agradecer à minha família, pela criação, momentos que

passamos juntos, dificuldades superadas, importantes lições, amor e muita amizade. Agradeço

principalmente pela tenacidade que nossa família adquiriu em todas as dificuldades e como

ficamos cada vez mais unidos ao longo dos anos. Aos três que viveram comigo ao longo de

toda minha vida, meus pais Erica e Francisco e minha irmã Giovanna: agradeço todo o apoio

até o momento, não teria chegado aqui sem vocês.

A meus avós Sylvia, Jurema e Ítalo que influenciaram minha infância e sempre agiram

como pilar de suporte e asilo quando as coisas estavam mais difíceis do que nunca. Vocês foram

fundamentais para meu crescimento como ser humano e me motivaram a buscar conhecimento

para dar orgulho a vocês.

À Letícia, minha parceira bochechuda e amor da minha vida. Obrigado por estar sempre

a meu lado e me levantar quando eu fraquejava frente as dificuldades, acreditando em meu

potencial. Agradeço todos nossos passeios, discussões, risos e amor acumulado até então. Com

a conclusão deste ciclo, sinto que iremos nos aproximar mais da realização dos nossos sonhos.

Vamos andar lado a lado e conquistar o mundo.

Agradeço a todos os meus amigos pelas “zoeiras” e pôr em muitas vezes e em muitos

aspectos estarem à minha frente. Pude aprender muito com vocês e sinto que irei aprender ainda

mais a partir de agora. Espero que com a conclusão desse ciclo possamos ter mais tempo para

fazer os passeios de barco, viagens loucas, passeios eco legais e altas saídas para celebrar os

bons momentos.

. Agradeço em especial a dois amigos de vida que também estudaram na UFRJ, pelas

horas de estudo, motivação e parceria. A faculdade teria sido mais difícil sem vocês e por me

fazerem querer ser tão genial quando vocês. Agradeço a Jeronimo e Matheus. Esperem meu

CREA sair e vamos sair para comemorar com churrasco ou sushi.

E no mais a meus professores ao longo da minha vida, por transferirem seus

conhecimentos e acreditarem no futuro do nosso país, a UFRJ por me proporcionar um estudo

de qualidade e todos os professores do departamento de engenharia mecânica, minhas mais

sinceras gratidões. E um agradecimento em especial a meu orientador Gabriel, por ter me

apresentado e me encantado pelo mundo da refrigeração.

iv

次もその次もその次もまだ目的地じゃない

夢の景色を景色を探すんだ宝島

Sakanaction, 新宝島

v

Resumo do Projeto de Graduação apresentado ao Departamento de Engenharia Mecânica da

Escola Politécnica da UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de

Engenheiro Mecânico.

PPROJETO DE REFRIGERAÇÃO EM ESTABELECIMENTO

HORTIFRUTIGRANJEIRO UTILIZANDO CICLOS CASCATA NH3-CO2


Março/2020

Orientador: Gabriel Lisbôa Veríssimo, D.Sc.

Curso: Engenharia Mecânica

Um ciclo de refrigeração é um conjunto de máquinas que possui a função de gerar frio

para um ou mais ambientes que se desejam resfriar ou controlar a temperatura. Diversas

configurações distintas existem para realizar o processo de refrigeração. Para realizar o projeto

de um ciclo térmico corretamente é necessário conhecer as condições que operam as máquinas

e isso se deve principalmente a análise das cargas térmicas dos ambientes.

Este projeto de graduação busca apresentar uma proposição de dois ciclos distintos de

refrigeração de compressão mecânica à vapor utilizando refrigerantes naturais, para suprir a

demanda de frio de diversos ambientes de um Hortifruti Fazenda. Realizando o cálculo das

cargas térmicas dos recintos e comparando os ciclos segundo seus desempenhos e custos

pretende-se selecionar o ciclo mais adequado.

Palavras-chave: Refrigeração; Refrigerantes Naturais, R744, R717, Ciclo de Compressão

Mecânica de Vapor.

vi

Abstract of Undergraduate Project presented to Department of Mechanical Engineering of

POLI/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Mechanical Engineer.

REFRIGERATION PROJECT FOR A FARM HORTIFRUTI USING NH3-CO2

CASCADE CYCLES


March/2020

Advisor: Gabriel Lisbôa Veríssimo, D.Sc.

Course: Mechanical Engineering

A refrigeration cycle it is a gathering of machines that has the function to generate cold

to one or more spaces where the intention is refrigerate or control the temperature. There are

many different configurations to do the refrigeration process. To develop a correct project of a

refrigeration cycle it is necessary to know about the machine’s condition, and it is due to the

heat loads of the spaces.

This undergraduate project presents a search to propose two different vapor-

compression cycles using natural refrigerants to supply the cold demand of different spaces in

a Farm Hortifruti. Calculating the heat loads and comparing the cycles’ efficiency and

operations costs to choose the most suitable cycle.

Keywords: Refrigeration; Natural Refrigerants; R744; R717; Vapor-Compression Cycle.

vii

ÍNDICE DO TRABALHO

1 INTRODUÇÃO .............................................................................................................. 1

1.1 APRESENTAÇÃO DO PROBLEMA................................................................... 1

1.2 LOCALIZAÇÃO DO ESTUDO ............................................................................ 2

1.3 MOTIVAÇÃO E IMPORTÂNCIA ....................................................................... 3

1.4 LIMITAÇÕES DO PROJETO............................................................................... 4

1.5 OBJETIVOS .......................................................................................................... 4

1.6 DESCRIÇÃO DO TRABALHO ........................................................................... 5

2 REFRIGERAÇÃO .......................................................................................................... 7

2.1 REFRIGERAÇÃO ................................................................................................. 7

2.1.1 Ar condicionado ............................................................................................ 7

2.1.2 História .......................................................................................................... 7

2.2 CONFORTO TÉRMICO ....................................................................................... 9

2.2.1 Temperatura e Umidade do Ar Interior ......................................................... 9

2.2.2 Qualidade do Ar Interior .............................................................................. 10

2.3 CONSERVAÇÃO DE ALIMENTOS .................................................................. 14

3 CICLOS DE REFRIGERAÇÃO E EQUIPAMENTOS ................................................ 19

3.1 CICLOS DE REFRIGERAÇÃO .......................................................................... 20

3.1.1 Ciclos de Compressão Mecânica de Vapor .................................................. 21

3.1.2 Ciclos de Refrigeração de Carnot ................................................................ 22

3.1.3 Ciclo de Refrigeração Ideal .......................................................................... 23

3.1.4 Ciclo de Refrigeração com Múltiplos Evaporadores ................................... 24

3.1.5 Ciclo de Refrigeração com Múltiplos Estágios de Compressão .................. 25

viii

3.1.6 Ciclo de Refrigeração Cascata ..................................................................... 26

3.1.7 Ciclos Reais.................................................................................................. 27

3.2 EQUIPAMENTOS................................................................................................ 27

3.2.1 Compressores ............................................................................................... 28

3.2.2 Trocadores de Calor ..................................................................................... 29

3.2.3 Dispositivos de Expansão ............................................................................ 34

3.2.4 Equipamentos Flash ..................................................................................... 35

3.2.5 Bombas......................................................................................................... 36

3.2.6 Ventiladores ................................................................................................. 37

3.3 ANÁLISE TERMODINÂMICA DOS EQUIPAMENTOS ................................. 37

3.3.1 Análise do Condensador .............................................................................. 39

3.3.2 Análise do Evaporador ................................................................................. 39

3.3.3 Análise do Dispositivo de Expansão ............................................................ 40

3.3.4 Análise do Compressor ................................................................................ 40

3.3.5 Análise da Bomba ........................................................................................ 41

3.3.6 Análise do Trocador Intermediário .............................................................. 42

3.3.7 Análise do Tanque de Flash ......................................................................... 42

3.4 SISTEMAS COMERCIAIS DE REFRIGERAÇÃO ............................................ 43

3.4.1 SPLIT ........................................................................................................... 44

3.4.2 Multi SPLIT ................................................................................................. 45

3.4.3 Self Contained .............................................................................................. 45

3.4.4 VRF .............................................................................................................. 46

3.4.5 Sistemas de Expansão Indireta com Água Gelada ....................................... 47

3.4.6 Câmaras Frigoríficas .................................................................................... 48

ix

4 FLUÍDOS REFRIGERANTES...................................................................................... 50

4.1 VISÃO GERAL E EVOLUÇÃO .......................................................................... 50

4.2 DESTRUIÇÃO DA CAMADA DE OZÔNIO ..................................................... 52

4.3 FLUÍDOS REFRIGERANTES NATURAIS ....................................................... 53

4.3.1 NH3 .............................................................................................................. 54

4.3.2 CO2 .............................................................................................................. 54

4.3.3 Hidrocarbonetos: Isobutano e Propano ........................................................ 55

4.4 CICLOS DE CO2.................................................................................................. 55

5 PROCESSOS DE TRATAMENTO DE AR, PSICROMETRIA E CARGA

TÉRMICA ......................................................................................................................... 60

5.1 PSICROMETRIA E PROCESSOS DE TRATAMENTO DE AR ....................... 61

5.1.1 Psicrometria ................................................................................................. 61

5.1.2 Processos de Tratamento de Ar .................................................................... 63

5.2 PROCESSOS DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR ........................................... 69

5.2.1 Condução ..................................................................................................... 69

5.2.2 Convecção .................................................................................................... 71

5.2.3 Radiação ....................................................................................................... 71

5.3 CARGA TÉRMICA .............................................................................................. 73

5.3.1 Conforto Térmico ......................................................................................... 73

5.3.2 Conservação de Alimentos........................................................................... 80

5.4 CONDIÇÕES DO AR DE INSUFLAMENTO .................................................... 81

5.4.1 Condições Térmicas ..................................................................................... 81

5.4.2 Vazão de Insuflamento ................................................................................. 82

5.5 SOFTWARES ....................................................................................................... 83

x

5.5.1 COOLPACK ................................................................................................ 83

5.5.2 Folha de Cálculo de Carga Térmica ............................................................. 84

5.5.3 Folha de Cálculo Ciclo de Refrigeração ...................................................... 84

5.54 HeatCraft ....................................................................................................... 85

6 CÁLCULOS DE PROJETO .......................................................................................... 86

6.1 CÁLCULO DE CARGAS TÉRMICAS ............................................................... 86

6.1.1 Hortifrúti ...................................................................................................... 86

6.1.2 Restaurante ................................................................................................... 87

6.1.3 Depósito de Alimentos ................................................................................. 88

6.1.4 Armazém ...................................................................................................... 90

6.1.5 Salas de Descanso ........................................................................................ 91

6.1.6 Salas de Conforto ......................................................................................... 92

6.1.7 Carga Térmica Global .................................................................................. 93

6.2 CONDIÇÕES DO AR DE INSUFLAMENTO .................................................... 95

6.3 AVALIAÇÃO DOS CICLOS PROPOSTOS ....................................................... 97

6.3.1 Ciclos Proposto 1 ......................................................................................... 97

6.3.2 Ciclo Proposto 2 ........................................................................................... 99

6.3.3 Avaliação Energética .................................................................................. 102

6.4 SELEÇÃO DO CICLO ........................................................................................ 104

6.5 DIMENSIONAMENTO DE CÃMARAS FRIGORÍFICAS PARA

COZINHA .................................................................................................................. 105

7 CONCLUSÃO DO TRABALHO ................................................................................. 109

7.1 CONCLUSÃO ..................................................................................................... 109

7.2 TRABALHOS FUTUROS .................................................................................. 110

xi

8 REFERÊNCIAS BIBLIOGRAFIAS ............................................................................ 111

ANEXOS ......................................................................................................................... 116

A - PLANTA BAIXA DO TÉRREO

B - CARTA PSICROMÉTRICA

xii

LISTA DE FIGURAS

Figura 1.1 – Projeto Conceitual do Hortifruti Fazenda ...................................................... 1

Figura 1.2 – Projeto Conceitual do Hortifruti Fazenda ...................................................... 2

Figura 1.3 – Localização do terreno ................................................................................... 3

Figura 2.1 – Sistema de renovação de ar .......................................................................... 10

Figura 2.2 – Processos de congelamento .......................................................................... 17

Figura 3.1 – Ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor ........................... 19

Figura 3.2 – Ciclo de absorção de água-brometo de lítio ................................................. 20

Figura 3.3 – Ciclo de Carnot ............................................................................................. 21

Figura 3.4 – Ciclo Ideal de Refrigeração .......................................................................... 23

Figura 3.5 – Ciclo com dois Evaporadores ....................................................................... 24

Figura 3.6 – Ciclos com duplo estágio de compressão a) Com tanque de Flash b) Com

Trocador Casco-Serpentina ............................................................................................... 25

Figura 3.7 – Ciclo Cascata ................................................................................................ 26

Figura 3.8 – Compressor volumétrico rotativo parafuso .................................................. 27

Figura 3.9 – Compressor volumétrico alternativo cilindro-pistão .................................... 28

Figura 3.10 – Compressor dinâmico centrífugo ................................................................ 28

Figura 3.11 – Torre de Resfriamento ................................................................................ 29

Figura 3.12 – Radiador de Carro ....................................................................................... 29

Figura 3.13 – Trocador tubular casco-tubo ....................................................................... 30

Figura 3.14 – Configuração de escoamento a) corrente paralela b) contracorrente ......... 31

Figura 3.15 – Configuração de correntes cruzadas ........................................................... 31

Figura 3.16 – Configuração de múltiplos passes .............................................................. 31

Figura 3.17 – Evaporador de placa ................................................................................... 32

xiii

Figura 3.18 – Esquema de uma torre de resfriamento ...................................................... 33

Figura 3.19 – Válvula de expansão termostática .............................................................. 34

Figura 3.20 – Desenho esquemático tanque de flash ........................................................ 34

Figura 3.21 – Desenho bomba centrífuga ......................................................................... 36

Figura 3.22 – Ventilador do tipo centrífugo ..................................................................... 36

Figura 3.23 – Volume de controle do condensador .......................................................... 38

Figura 3.24 – Volume de controle do evaporador ............................................................ 39

Figura 3.25 – Volume de controle do dispositivo de expansão ........................................ 39

Figura 3.26 – Volume de controle do compressor ............................................................ 40

Figura 3.27 – Volume de controle da bomba .................................................................... 40

Figura 3.28 – Volume de controle do trocador de calor intermediário ............................. 41

Figura 3.29 – Volume de controle do tanque de flash ...................................................... 42

Figura 3.30 – Sistema SPLIT High Wall .......................................................................... 43

Figura 3.31 – Sistema Multi SPLIT .................................................................................. 44

Figura 3.32 – Sistema Self Contained ............................................................................... 45

Figura 3.33 – Sistema VRF ............................................................................................... 46

Figura 3.34 – Funcionamento de um Chiller .................................................................... 47

Figura 3.35 – Sistema de Termoacumulação .................................................................... 47

Figura 3.36 – Câmara frigorífica de alvenaria .................................................................. 48

Figura 3.37 – Câmara frigorífica modular ........................................................................ 48

Figura 4.1 – Ciclo de Chapman ........................................................................................ 52

Figura 4.2 – Ciclos transcrítico e subcrítico em diagrama P x h ...................................... 55

Figura 4.3 – Ciclo Cascata NH3-CO2 .............................................................................. 56

Figura 4.4 – Ciclo com Multi Evaporadores ..................................................................... 57

xiv

Figura 4.5 – Ciclo Subcrítico Cascata com Multi Evaporadores 1 ................................... 58

Figura 4.6 – Ciclo Subcrítico Cascata com Multi Evaporadores 2 ................................... 59

Figura 5.1 – Processos de Tratamento de Ar .................................................................... 63

Figura 5.2 – Processo de Aquecimento/Resfriamento Sensível ....................................... 63

Figura 5.3 – Processo de Resfriamento com Desumidificação ......................................... 64

Figura 5.4 – Aquecimento com Umidificação .................................................................. 66

Figura 5.5 – Mistura Adiabática de Duas Correntes de Ar ............................................... 67

Figura 5.6 – Mistura Adiabática de Ar Úmido com Injeção de Água .............................. 67

Figura 5.7 – Movimentação de Ar .................................................................................... 68

Figura 5.8 – Análise Psicrométrica dos Pontos em um Sistema de Caminho Único ........ 81

Figura 6.1 – Bloco Hortifruti ............................................................................................ 86

Figura 6.2 – Bloco do Restaurante .................................................................................... 87

Figura 6.3 – Depósito Pequeno ......................................................................................... 88

Figura 6.4 – Bloco do Armazém ....................................................................................... 90

Figura 6.5 – Bloco Salas de Descanso .............................................................................. 91

Figura 6.6 – Bloco Salas de Conforto ............................................................................... 92

Figura 6.7 – Progressão da Carga Térmica Total de Conforto ao Longo de um Ano ...... 93

Figura 6.8 – Progressão da Carga Térmica Total de Armazenamento ao Longo de um

Ano ................................................................................................................................... 94

Figura 6.9 – Custo Máximo da Energia no Verão ........................................................... 102

Figura 6.10 – Custo Máximo da Energia no Inverno ....................................................... 103

Figura 6.11 – Parâmetros de Dimensionamento da Câmara de Hortaliças ...................... 105

Figura 6.12 – Parâmetros de Dimensionamento da Câmara de Congelados ................... 106

xv

LISTA DE TABELAS

Tabela 1.1 – Aspectos Legais Construção ......................................................................... 3

Tabela 2.1: Parâmetros de Conforto ................................................................................. 10

Tabela 2.2 – Distância mínima de possíveis fontes de poluição ....................................... 13

Tabela 2.3 – Faixa de temperatura mínima e ótima de microrganismos .......................... 15

Tabela 2.4 – Temperatura e tempo indicados para preservação de alimentos .................. 16

Tabela 2.5 – Classificação de produtos de acordo com a sensibilidade ao frio ................ 17

Tabela 2.6 – Temperatura de armazenamento e tempo de consumo de congelados ........ 18

Tabela 2.7 – Umidade relativa de produtos alimentícios .................................................. 18

Tabela 4.1 – Níveis de Segurança ..................................................................................... 51

Tabela 4.2 – Classificação dos Níveis de GWP ................................................................ 52

Tabela 5.1 – Acréscimo de Temperatura .......................................................................... 75

Tabela 5.2 – Coeficiente de Redução ................................................................................ 76

Tabela 5.3 – Coeficiente Global de Transmissão de Calor U para dutos [W/m2oC] ....... 76

Tabela 5.4– Trocas de Ar por Hora nos Recintos ............................................................. 79

Tabela 6.1 – Alimentos Resfriados no Depósito de Alimentos ........................................ 89

Tabela 6.2 – Alimentos Resfriados no Armazém ............................................................. 90

Tabela 6.3 – Equipamentos Utilizados no Bloco Salas de Conforto ................................ 92

Tabela 6.4 – Carga Térmica de Conforto Total em kW .................................................... 94

Tabela 6.5 – Cargas Térmicas de Armazenamento Total em kW .................................... 95

Tabela 6.6 – Discretização das Cargas Térmicas .............................................................. 96

Tabela 6.7 – SHR calculados ............................................................................................ 96

Tabela 6.8 – Temperaturas de Ar de Insuflamento ........................................................... 97

Tabela 6.9 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 1 para Verão ...................................... 97

xvi

Tabela 6.10 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 1 para Verão ......... 98

Tabela 6.11 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 1 para Inverno ................................. 98

Tabela 6.12 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 1 para Inverno ....... 99

Tabela 6.13 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 2 para Verão ................................... 100

Tabela 6.14 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 2 para Verão ........ 100

Tabela 6.15 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 2 para Inverno ................................ 101

Tabela 6.16 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 2 para Inverno ...... 101

Tabela 6.17 – Progressão do Preço da Energia ................................................................ 102

Tabela 6.18 – Consumos Energéticos dos Ciclos ............................................................ 103

Tabela 6.19 – Parâmetros Relevantes do Ciclo 2 ............................................................. 105

1

1 – INTRODUÇÃO

1.1 – Apresentação do Problema

O presente estudo, tem por finalidade o dimensionamento de um ciclo de refrigeração

por compressão mecânica de vapor para suprir a demanda de frio de um projeto arquitetônico

conceitual. O projeto, cedido pela arquiteta Hanna Danielle Brasil Souza, CAU de número

A148935-6, é seu projeto de graduação para obtenção do título de arquiteta, SOUZA [1]. A

construção analisada é um hortifrúti fazenda, contendo tanto instalações de produção de

alimentos como laboratórios microbiológicos, estoque de alimentos, restaurante, mercado e

áreas comuns. É possível ter um vislumbre conceitual do projeto nas Figuras 1.1 e 1.2.

Figura 1.1 – Projeto Conceitual do Hortifruti Fazenda. Retirado de SOUZA [1].

2

Figura 1.2 – Projeto Conceitual do Hortifruti Fazenda. Retirado de SOUZA [1].

A manutenção da qualidade adequada para cada ambiente requer um estudo minucioso

das condições de temperatura e umidade dos ambientes, cada qual tendo uma necessidade

específica e distintas entre si. O estudo das cargas térmicas geradas pelas condições internas

necessárias e por outros fatores como iluminação, pessoas, insolação, condução, entre outros,

se faz necessário. Após a obtenção desses dados é possível propor soluções que consigam

atender as demandas de frio do local.

1.2 – Localização do Estudo

O projeto de arquitetura foi desenvolvido para ser realizado na rua Prefeito Olímpio de

Melo, número 721, bairro Vasco da Gama, Rio de Janeiro, RJ, Brasil, como é possível ver na

Figura 1.3, conforme especificado em [1]. Na Tabela 1.1 é possível verificar os aspectos legais

da construção em questão.

3

Figura 1.3 – Localização do terreno. Retirado de [1].

Tabela 1.1 – Aspectos Legais Construção. Retirado de [1].

Legislação

Área 10656,13 m2

Região Administrativa VII - São Cristóvão

Área de Planejamento 1

Zoneamento ZUM 2 SC

Área Total Edificada

(ATE) 31968,39 m2

Taxa de Ocupação Não possui

Permeabilidade Mínima 15%

Gabarito 25m h

Afastamento

3m frontal, laterais e

fundos

Mínimo de Vagas 174

1.3 – Objetivos

O objetivo principal do estudo é a concepção de um ciclo de compressão mecânica de

vapor, que consiga atender as necessidades de frio dos ambientes estudados. Atuando dois

fluidos refrigerantes naturais, o dióxido de carbono (CO2) e a amônia (NH3). Pretende-se a

4

concepção e comparação de dois ciclos distintos para avaliar qual possui a maior eficiência

energética para atender às necessidades do recinto estudado.

Um segundo objetivo é a realização de um estudo de análise de custo de operação do

ciclo ao longo de 10 anos de operação, analisando uma precificação energética, baseada na

evolução história do preço da energia elétrica no Brasil.

1.4 – Motivação e Importância

A motivação principal para o desenvolvimento desse trabalho é a utilização de conceitos

absorvidos ao longo da graduação a fim da obtenção de solução que atenda às necessidades de

uma construção. A concepção de ciclos com a utilização de refrigerantes naturais é de suma

importância para a criação de uma base científica atualizada, uma vez que eles não são

prejudiciais à camada de ozônio e, em geral, possuem baixa contribuição para o efeito estufa

quando comparado com os demais fluídos refrigerantes. A transição de fluidos refrigerantes

teve início após o protocolo de Montreal, quando os estudos sobre o impacto dos refrigerantes

artificias na camada de ozônio começou a ficar claro, ABAS et al [2].

Estudos sobre a utilização do dióxido de carbono (CO2) em sistemas de refrigeração por

compressão mecânica de vapor são realizados por diversas vantagens em relação a outros

fluídos, tal como como seu baixo custo de obtenção, dado que este é subproduto de diversas

aplicações, além de serem bons substitutos para outro refrigerante, o R404, CICONKOV [3].

Já a amônia (NH3) é utilizada mais amplamente em sistemas de refrigerações industriais [3].

1.5 – Limitações do Projeto

O projeto apresenta diversas limitações, principalmente por ser um estudo conceitual,

carência de pontos de coleta de água condensada, informações sobre iluminação, número de

funcionários e clientes, disposição de elementos de fundação, pontos de eletricidade,

informações acerca dos materiais de parede, quantidade de cada produto condicionado,

maquinário e outros.

Com isso, o estudo foca essencialmente no estudo de cargas térmicas, apresentando

informações ora baseadas em normas técnicas e ora criando suposições para simplicidade de

cálculo. Não é realizado o estudo dos sistemas de distribuição de ar, como dutos e ventiladores,

o que irá impactar diretamente na carga térmica local e no custo de operação dos ciclos. No

entanto, são avaliadas as condições de ar de insuflamento. Vale ressaltar que todos os

5

compressores terão 100% de eficiência isentrópica e que os trocadores possuem efetividade de

85%, para simplificar a análise.

Ao longo do estudo, só é avaliada a necessidade de climatização do piso térreo, anexo

A, devido à alta complexidade do edifício. A tomada de decisão é feita em cima análise da carga

térmica, realizada ao longo das condições máximas. A análise da carga térmica é feita para o

momento de máximo consumo, para duas estações do ano, inverno e verão, com metodologias

simplificadas de análise em planilhas de Excel, fundamentada em referências apresentadas ao

longo do trabalho.

1.6 – Descrição do Trabalho

O trabalho de graduação está dividido em 7 capítulos, resumidos nesta seção: Capítulo

1 – Introdução, Capítulo 2 – Refrigeração, Capítulo 3 – Ciclos de refrigeração e equipamentos,

Capítulo 4 – Fluídos Refrigerantes, Capítulo 5 – Processos de tratamento de ar, psicrometria e

carga térmica, Capítulo 6 – Cálculos de projeto, Capítulo 7 – Conclusão e finalmente a

referências bibliográficas e anexos.

O Capítulo 1 apresenta os objetivos do estudo, sua importância e limitações referentes

aos cálculos do projeto. É apresentado o projeto arquitetônico, sobre o qual feito é realizado o

estudo de carga térmica e análise de ciclo, bem como sua localidade geográfica e sua direção

em relação ao Sol. Além de realizar a descrição do trabalho.

O Capítulo 2 apresenta o conceito de refrigeração, também falando sobre a história da

refrigeração de forma simplificada, tratando um pouco sobre a evolução dos ciclos de

refrigeração. Também é realizado um estudo teórico sobre as condições de conforto térmico,

considerando temperatura, umidade e qualidade do ar interior. Além de realizar um estudo

bibliográfico em cima de processos de conservação de alimentos, analisando o comportamento

microbiológico na conservação por refrigeração e congelamento.

O Capítulo 3 traz o embasamento teórico dos ciclos de compressão mecânica de vapor

e de absorção, os ciclos mais utilizados, mas com enfoque maior no ciclo de compressão

mecânica de vapor, apresentando suas variantes e os equipamentos mais utilizados. Também é

realizada a análise termodinâmica de cada componente. Por fim, faz-se uma breve análise dos

sistemas mais comercializados de refrigeração.

O Capítulo 4 apresenta a evolução histórica dos fluidos refrigerantes de forma breve e

a percepção de seus impactos na camada de ozônio. O mecanismo de destruição da camada de

ozônio causado pela presença de alguns fluidos refrigerantes também é mostrado.

6

Adicionalmente, é realizada uma revisão qualitativa dos fluidos refrigerantes naturais. Por fim,

também são comentados os ciclos de refrigeração tipicamente utilizados pelo CO2. Os ciclos

propostos com a finalidade de atender a demanda de frio do local também são apresentados.

O Capítulo 5 traz a análise termodinâmica dos processos de tratamento de ar,

apresentando também o estudo psicrométrico, bem como a carta psicrométrica utilizadas. Além

disso, todo o embasamento teórico para o cálculo de cargas térmicas, tanto para conforto

térmico, quanto para conservação de alimentos, também é apresentado neste capítulo.

No Capítulo 6 estão presentes todos os cálculos acerca do projeto em questão.

Apresentados em seções separadas, para cálculo das propriedades do ar insuflado e de carga

térmica. Também são apresentadas as análises dos ciclos propostos e posterior análise

energética, utilizada na tomada de decisão do ciclo utilizado.

O Capítulo 7 apresenta a finalização do trabalho, concluindo qual é a melhor escolha

tanto do ponto de vista energético, quanto do ponto de vista operacional. Comentando também

os possíveis estudos futuros a serem realizados, sendo elas, estudo via EnergyPlus,

dimensionamento do sistema de dutos, implementação de energias renováveis,

dimensionamento dos sistemas hidráulicos, custo com refrigerante, custo com mão de obra e

manutenção mecânica (PMOC).

7

2 – REFRIGERAÇÃO E SUAS APLICAÇÕES

2.1 – Refrigeração

2.1.1 – Ar condicionado

Segundo a ASHRAE (American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning

Engineers) [4], condicionamento de ar é descrito como o processo de tratamento do ar,

controlando temperatura, umidade, pureza e distribuição de ar para atender às necessidades do

ambiente. Em determinadas aplicações, o condicionamento de ar controla também o nível de

pressão interna em comparação aos ambientes vizinhos, ABNT [5].

Os sistemas de refrigeração podem ser utilizados em múltiplas aplicações, domésticas,

comerciais e industriais. Para aplicações domésticas, destacam-se a utilização para conforto

térmico, climatização de ambientes e conservação de alimentos. Em sistemas comerciais,

podem ser usados em supermercados e frigoríficos para fornecer baixas temperaturas de

conservação de alimentos e outros produtos. Industrialmente, os sistemas de refrigeração são

empregados no controle da temperatura e da umidade de processos. Além das aplicações

anteriores, os sistemas de refrigeração também podem ser usados em processos de transporte

de cargas, retirada de calor de data centers e ainda, o mais habitual para os seres humanos, em

refrigeradores domésticos.

2.1.2 – História

A história da refrigeração é datada desde o início dos tempos antigos. Diversas

civilizações possuíam o entendimento do conceito de refrigeração para a conservação de

alimento. De acordo com CARSON [6], egípcios, chineses e homens das cavernas possuíam

conhecimentos acerca de produção natural de gelo e como utilizá-lo.

Segundo IIFIIR [7], a refrigeração natural, que começou desde os tempos antigos, ainda

era muito utilizada ainda no começo do século XX. O gelo oriundo os grandes lagos e rios do

norte dos Estados Unidos, eram coletados, cortados e exportados para o globo, chegando a

países como Índia e Inglaterra, BRILEY [8].

Devido ao crescente aumento da população mundial e urbanização dos países, a

necessidade por gelo aumentou, fomentando assim o interesse pela construção de criação de

gelo de maneira controlada e segura [6]. Os primeiros sistemas mecânicos surgiram ao longo

8

do século XIX, utilizando refrigerantes como dióxido de carbono, éteres, dióxido sulfúrico.

Entre os anos de 1850 e 1920, foram desenvolvidos sistemas mecânicos, produtores de gelo,

que conseguiam competir no mercado de gelo coletado naturalmente [8].

Segundo IIFIIR [7], os sistemas de refrigeração podem ser divididos em duas categorias

principais: sistemas mecânicos e sistemas de térmicos. Os sistemas mecânicos são separados

em sistemas de compressão mecânica de vapor e em sistemas de ciclos de gases. Já os sistemas

térmicos são separados em absorção, adsorção e ejeção. Pode-se também concluir que os mais

comercialmente utilizados e desenvolvidos foram os sistemas de compressão mecânica de

vapor e de absorção. Os demais sistemas, são utilizados em aplicações de específicas.

Em 1805, Oliver Evans foi o primeiro a descrever o ciclo de compressão mecânica a

vapor. Mas, a primeira máquina baseada nesse ciclo só veio a surgir em 1835, patenteada pelo

americano Jacob Perkins [7]. No entanto, a primeira máquina, que se mostrou eficaz em escala

industrial, foi manufaturada por James Harrison entre 1855 e 1857. Ambas as máquinas

desenvolvidas utilizam éteres etílicos. Ao longo dos anos seguintes, outros refrigerantes como

dióxido de carbono (CO2), amônia (NH3) foram descobertos. Em 1930, o primeiro CFC

(clorofluorcarbono), R-12 foi desenvolvido por Thomas Midgley [7].

O processo de evolução também se estendeu aos outros componentes do sistema de

compressão, que ao longo do século XIX foram se tornando mais leves e mais potentes [7].

Podendo citar os compressores do tipo parafuso de dois rotores e o de um rotor, desenvolvidos,

respectivamente, por A. Lysholm, em 1934 e por B. Zimmern em 1967 [7]. Além desses foram

desenvolvidos compressores do tipo scroll, em 1970 na França, e compressores do tipo

centrífugo, pelo americano Willian Carrier. Adicionalmente, trocadores de calor ao longo dos

anos se tornaram mais leves e mais eficientes [7].

Quanto aos sistemas de absorção, no início da década de 1880, eram operados no Texas

os sistemas de amônia-água de Ferdinand Carré [8]. As máquinas possuíam capacidade de

produção de 1000 lb de gelo por dia. O calor necessário para o acionamento das máquinas era

feito através da queima de madeira. Ao longo do século XIX, o conceito por trás da

termodinâmica do ciclo de Carré foi sendo mais estudado. Assim, na década de 1940 surgiu nos

Estados Unidos o ciclo de absorção brometo de lítio-água, o qual é atualmente o ciclo de

absorção mais utilizado no ramo de condicionamento de ar [7].

O século XX apresentou um aumento muito significativo quanto ao uso dos sistemas de

refrigeração. O progresso tecnológico de máquinas e refrigerantes, aliados a sistemas de

produção em série, como o fordismo e o toyotismo, possibilitou uma expansão não somente

9

para a indústria alimentícia, mas também para conforto térmico, ampliando o uso em

residências, lojas, hotéis e diversas construções pelo globo [6].

2.2 – Conforto Térmico

O conforto térmico é definido pela ASHRAE como uma condição mental que expressa

satisfação com as condições térmicas do meio de forma subjetiva [4]. Esta definição leva em

conta que cada indivíduo percebe uma sensação térmica diferente para um mesmo ambiente.

Embora a sensação de conforto térmico seja diferente, existe certa padronização que atende a

um maior percentual da população.

A sensação de conforto térmica não é somente um problema subjetivo, é função de

diversos fatores externos FROTA [9]. Pode ser mensurado dependendo da atividade física

desenvolvida, vestimenta, temperatura e umidade. Além de fatores fisiológicos como sexo do

indivíduo, idade, biotipo e hábitos alimentares [9].

Análises de conforto térmico são fundamentadas para atender às necessidades de

climatização de um recinto, com o foco de manter a qualidade de ar interior adequada para a

permanência de seres humanos. Em processos distintos a análise do ar será diferente, o que

requer uma análise de normas apropriadas.

2.2.1 – Temperatura e Umidade do Ar Interior

Segundo a norma brasileira ABNT 16401 [5], por ser essencialmente subjetiva não é

possível determinar e alcançar condições que proporcionem conforto a 100% das pessoas.

Assim, o ambiente de conforto térmico é aquele no qual uma maioria de 80% ou mais de

indivíduos se sinta confortável ao estarem no ambiente, [5].

Ainda segundo a norma, os parâmetros ambientais que afetam o conforto térmico são a

temperatura de operação, velocidade do ar e umidade relativa. Os valores desses parâmetros

dependem das características pessoais, sendo eles o tipo de roupa e o nível de atividade física.

A avaliação em cima da vestimenta é representa pela unidade “clo” (1 clo = 0,155 m2K/W), que

representa a resistência térmica à troca de calor do corpo com o ambiente. Já a taxa metabólica

responsável pela avaliação da atividade física é expressa em “met” (1 met = 58,2 W/m2).

10

A Tabela 2.1 apresenta as condições para duas estações do ano, inverno e verão, onde

as pessoas estão trajando roupas típicas da estação e em atividade sedentária ou leve (1-1,2

met).

Tabela 2.1: Parâmetros de Conforto segundo ABNT [5].

Verão (0,5 clo) Inverno (0,9)

Temperatura e Umidade 22,5 a 25,5 C

(umidade relativa de 65%)

21,0 a 23,5 C


Temperatura e Umidade 23,0 a 26,0 C


21,5 a 24,0 C


Velocidade Ar

(distribuição convencional)

0,20 m/s

(grau de turbulência entre 30

e 50%)

0,15 m/s

(grau de turbulência entre 30

e 50%)

Velocidade Ar

(fluxo de deslocamento)

0,25 m/s

(grau de turbulência inferior

a 10%)

0,20 m/s

(grau de turbulência inferior

a 10%)

2.2.2 – Qualidade do Ar Interior

Primeiramente é necessário entender alguns conceitos sobre renovação de ar. O ar

insuflado é o ar ventilado para o interior do ambiente condicionado, deslocado geralmente por

ventiladores. O ar de exaustão é o ar deslocado para o exterior do ambiente condicionado,

retirando impurezas geradas no interior do recinto. O ar de retorno, pode ser reinserido no

sistema ou rejeitado para fora do sistema. O ar recirculado é inserido novamente ao sistema,

resultando em uma menor quantidade de energia requerida pelo sistema no condicionamento

de ar. Finalmente, o ar exterior é captado da atmosfera, tratado e inserido no sistema. Na Figura

2.1 é ilustrado um exemplo de um sistema básico de ar condicionado central, com foco no

tratamento do ar.

11

Figura 2.1 – Sistema de renovação de ar.

Segundo a ABNT [5], a qualidade do ar interior aceitável é alcançada atendendo

parâmetros mínimos especificados. Para obter uma qualidade apropriada, é necessário regular

os fatores de vazão de ar exterior, analisar o nível de filtragem e atender a requisitos técnicos

dos sistemas de componentes relativos à qualidade do ar.

A qualidade do ar é controlada por meio da renovação por ar exterior e por sua filtragem

do ar insuflado. A renovação reduz a concentração de poluentes gasosos, biológicos e químicos,

que não são retirados na filtragem [5]. A filtragem de ar ajuda na diminuição dos poluentes

externos e nos que são gerados internamente devido ao fluxo de pessoas e geração de poluentes,

evitando o acúmulo no interior do ambiente. A qualidade é dita aceitável se não possuir

concentração de poluentes prejudicial à saúde e quando proporcionar bem-estar para 80% ou

mais dos ocupantes.

• Vazão de ar exterior

A vazão de ar exterior requerida pelo ambiente é estipulada pela metodologia descrita

por ASHRAE [10]. E esta é subdividida em diversas etapas de cálculo, separada em diversos

tópicos apresentados a seguir.

i. Vazão eficaz de ar exterior (Vef): pode ser expressa como a soma de duas partes,

avaliadas independentemente, relacionadas aos indivíduos e à área ocupada,

representada por,

Vef=Pz Fp+Az Fa (2.1)

12

Vef é a vazão eficaz de ar exterior, em L/s, Fp é a vazão por pessoa, em L/s·pessoa, Fa é

a vazão por área útil ocupada, em L/s·m2, Pz é o número máximo de pessoas, e Az é área

útil ocupada pelas pessoas, em m2. Os valores Fp e Fa são obtidos a partir da norma

técnica ABNT 16401-3, também apresentada no anexo X. Sendo valores de projeto

durante o dimensionamento do sistema de ventilação. A tabela apresenta ainda valores

de densidade de ocupação, caso não se conheça o valor de Pz.

ii. Vazão a ser suprida na zona de ventilação (Vz): é entendida como a vazão eficaz

corrigida pela eficiência de distribuição de ar, e pode ser calculada como,

Vz = Vef/Ez (2.2)

Vz é a vazão de ar exterior a ser suprida na zona de ventilação e Ez é a eficiência da

distribuição de ar na zona. Os valores das eficiências de distribuição são encontrados na

norma ABNT 16401-3.

iii. Vazão de ar exterior (Vs): pode apresentar diversas formas de cálculo dependendo de

qual condição do ambiente se deseja analisar. Para um sistema com zona única, a vazão

de ar exterior é igual a variável Vz. Já para sistemas com múltiplas zonas e 100% de ar

exterior, é considerado que Vs corresponde ao valor do somatório das áreas unitárias.

Quando um sistema supre uma mistura de ar exterior e ar recirculado a várias zonas de

ventilação, a vazão de ar exterior é estipulada pela equação,

Vs = (D ∑(Pz Fp) + ∑(Az Fa))/Ev (2.3)

onde Ps é o total de pessoas, de forma simultânea, presentes nos locais climatização e

∑Pz é a soma das pessoas previstas em cada zona. D é o fator de diversidade de ocupação

e Ev é a eficiência do sistema de ventilação em suprir a vazão eficaz de ar exterior, os

quais podem ser obtidos, respectivamente, por,

D =Ps

∑ Pz

(2.4)

Zac = Vz/Vt (2.5)

13

Na Eq. (5), Vz é a vazão de ar exterior requerida na zona de ventilação e Vt é a vazão

insuflada na zona. É preciso observar que o parâmetro Zac é calculado para todas as

zonas do sistema. Os valores das eficiências a serem adotados podem ser encontrados

na tabela 3 da norma ABNT 16401-3, bem como algumas notas importantes acerca do

seu uso.

• Tomada de ar exterior

Segundo a ABNT [5], a tomada de ar exterior deve ser a mais afastada possível de

potenciais fontes de poluição, na parte externa do recinto, obrigatoriamente. Devem respeitar

também as distâncias mínimas informadas na Tabela 2.2. Quando as fontes estão contaminadas,

devem ser instaladas unidades despoluidoras de ar na tomada de ar. As unidades de captação

devem conter telas para contenção de insetos e impedir a construção de ninhos de pássaros.

Tabela 2.2 – Distância mínima de possíveis fontes de poluição segundo ABNT [5].

Entrada de garagens, estacionamentos ou drive-in 5 m

Docas de carga e descarga, estacionamento de ônibus 7,5 m

Estradas, ruas com pouco movimento 1,5 m

Estradas, ruas com tráfego pesado 7,5 m

Telhados, lajes, jardins ou outra superfície horizontal 1,5 m

Depósitos de lixo e área de colocação de caçambas 5 m

Locais reservados a fumantes (fumódromos) 4 m

Torres de resfriamento 10 m

• Filtragem de ar

O sistema de condicionamento deve filtrar o ar de forma contínua, retirando os materiais

particulados advindos dos ambientes interior e exterior. Essa filtragem tem a finalidade de

reduzir a acumulação de poluentes nos equipamentos e dutos e contribuir para a redução da

concentração de poluentes no interior [5].

Os filtros utilizados em equipamentos de climatização atendem à resolução EN 779,

contendo 3 classificações quanto à retenção de material particulado. Os filtros grossos são

classificados entre as classes G1 e G4, os médios classificados entre M5 e M6 e os filtros finos

14

são classificados entre F7 e F9. Adicionalmente, na norma ABNT 16401 é possível verificar a

classe indicada para cada aplicação específica.

Segundo a ABNT [5], os filtros devem ser instalados nas unidades de tratamento de ar,

a montante dos trocadores de calor. Utilizando dois estágios de filtragem, sendo o segundo

instalado após a descarga das unidades de tratamento de ar. Além disso, um pré-filtro adicional,

de classe mínima G4, deve ser instalado quando o ar exterior for suprido por dutos a diversos

condicionadores a partir de um ventilador central, e quando o ar exterior é admitido em sala

que serve de plenum de mistura para o equipamento.

2.3 – Conservação de Alimentos

Em 1837, Louis Pasteur realizou uma descoberta que revolucionou o entendimento

sobre o mundo, a existência de microrganismos (µOs) DIAS [11]. Esses microrganismos

presentes nos meios físicos são associados com o entendimento de saúde humana e conservação

de alimentos. Tais microrganismos se alimentam dos mais variados nutrientes presentes nos

alimentos para seu desenvolvimento, alterando suas qualidades e propriedades.

Alimentos podem ser classificados como não perecíveis (contém baixo teor de umidade)

e perecíveis (alto teor de umidade). Atualmente, os processos mais utilizados, a fim de ampliar

a vida útil dos alimentos, são a refrigeração e o congelamento SOUZA et al [12]. O objetivo da

redução da temperatura dos alimentos é diminuir a atividade dos µOs e enzimas, provocando

poucas alterações no alimento. Segundo NETO et al [13], a Companhia de Entrepostos e

Armazéns Gerais de São Paulo (CEAGESP), o mais importante mercado atacadista de

hortaliças da América Latina, apresenta, em média, 15% de perdas diárias dos alimentos

comercializados. Este resultado indica que a eficiência dos processos da cadeia de frio ainda

pode ser melhorada, demonstrando além de tudo a importância desses processos.

A deterioração de alimentos pode ser causada através de diversas formas, tais como:

atividade de µOs, ação de insetos, enzimas presentes nos alimentos, alteração pela temperatura,

umidade e choques Silva [14]. Não são feitas análises quanto ao processo de deterioração por

insetos ou choques mecânicos ao longo deste trabalho.

A deterioração enzimática pode trazer vantagens como benefícios à produção de

amomas, amaciamento de carnes e maturação de vegetais. Como malefícios é possível citar a

alteração da coloração, o envelhecimento dos alimentos, a mudança de texturas e a rancificação

(aumento de gordura).

15

A deterioração microbiológica, causada pelos µOs, provocam alterações na composição

química, estrutural e nas propriedades organolépticas (sensações percebidas pelo ser humano,

tais como odores e sabor). Carboidratos usados como fontes de energia liberam subprodutos

como álcool e ácidos, proteínas formam substâncias com odores pútridos e lipídios são

decompostos com deterioração de gordura (rancificação), alterando o sabor.

A sobrevivência microbiana é associada a fatores intrínsecos, associados aos alimentos,

e em fatores extrínsecos, associados ao ambiente externo. Os fatores internos são a atividade da

água, composição química, antimicrobianos naturais. Já entre os fatores externos tem-se a

presença de umidade relativa, temperatura (sendo este o mais relevante) e composição gasosa

do ambiente [13]. Assim, é possível perceber que o controle de temperatura e umidade faz dos

sistemas de produção de frio muito interessantes para a manutenção da vida dos alimentos.

Segundo FELLOWS [15], os microrganismos apresentam temperaturas ideais de

multiplicação, podendo ser divididos em quatro tipos, psicrófilos, psicrotróficos, mesofílicos e

termofílicos. Na Tabela 2.3 são apresentadas as temperaturas mínimas e ótimas para

multiplicação e crescimento dos microrganismos.

Tabela 2.3 – Faixa de temperatura mínima e ótima de microrganismos segundo FELLOWS

[15].

Categoria de Microrganismo Temperatura mínima Temperatura ótima

Termofílico 30 a 40 oC 55 a 65 oC

Mesofílico 5 a 10 oC 30 a 40 oC

Psicrotrópico Menor que 0 a 5 oC 20 a 30 oC

Psicrófilo Menor que 0 a 5 oC 12 a 18 oC

Observando a temperatura ótima de desenvolvimento dos microrganismos mostrada na

Tabela 2.3, é possível chegar à conclusão que a conservação por frio é uma boa escolha para

ampliar a vida útil do alimento, visto que é possível a obtenção de baixas temperaturas. O

processo de refrigeração, tem por finalidade a redução da taxa metabólica dos µOs. A agência

reguladora do governo dos Estados Unidos, FDA (Food and Drug Administration) [16], indica

a temperatura de refrigeração de aproximadamente 4,5 oC. No entanto, segundo a Portaria CVS-

6/99 [17], a temperatura indicada difere para cada alimento. A Tabela 2.4 resume as

temperaturas dos alimentos indicadas.

16

Tabela 2.4 – Temperatura e tempo indicados para preservação de alimentos segundo portaria

CVS-6/99 [17].

Alimentos condicionados Temperatura Indicada Tempo de permanência

Pescados crus até 4 oC 24 horas

Carnes bovina, suína e aves crus até 4 oC 72 horas

Hortifruti até 10 oC 72 horas

Alimentos pós cocção até 4 oC 72 horas

Pescados pós cocção até 4 oC 24 horas

Sobremesas, frios, laticínios

até 8 oC 24 horas

até 6 oC 48 horas

até 4 oC 72 horas

Maionese e derivados até 6 oC 24 horas

até 4 oC 48 horas

No entanto, segundo SILVA [14], o processo de queima por frio causa alterações em

frutas e vegetais, podendo causar flacidez, manchas escuras e descoloração interna. Além disso,

as temperaturas indicadas para cada alimento diferem entre si. A Tabela 2.5 apresenta os dados

segundo AESBUC [18], apresentando uma maior complexidade ao estudo. NETO et al [13]

concluem em seu estudo que embora esse fenômeno seja conhecido, ainda existem

inconformidades no uso da tecnologia do frio no emprego de conservação de vegetais.

O processo de congelamento, consegue prolongar ainda mais a vida útil de prateleira

dos alimentos quando comparado com a refrigeração. Atingindo temperaturas inferiores a -18

oC [16]. Essas temperaturas conseguem diminuir ou parar totalmente a ação dos

microrganismos, embora não consigam matá-los, uma vez que voltam a se desenvolver após o

descongelamento. Como desvantagens, apresentam considerável desidratação dos alimentos,

além de perda de sabor, aroma e cor após longos períodos de armazenagem. O congelamento

pode ainda se dividir em rápido e lento.

17

Tabela 2.5 – Classificação de produtos de acordo com a sensibilidade ao frio segundo

AESBUC [18].

Hortofrutícolas não sensíveis ao frio Hortofrutícolas sensíveis ao frio

Temp. amadurecimento: 20-25 oC Temp. amadurecimento: 20-25 oC

Temp. transporte/conservação: 0-3oC Temp. transporte/conservação: 8-14 oC

Temp. lesão pelo frio: 0 oC Temp. lesão pelo frio: 10 oC

Alperce, alface, ameixa, brássicas,

brócolis, cereja, cebola, cenoura,

cogumelo, couve de bruxelas, dióspiro,

ervilha, espargo, framboesa, kiwi, maçã,

mirtilo, morango, nectarina, pêra, pêssego,

uva

Abacate, abóbora, ananás, azeitona,

banana, beringela, citrinos, goiaba, manga,

maracujá, melancia, melão, papaia, romã,

pepino, pimentão, tomate

O congelamento rápido atinge temperaturas inferiores a -20 oC em 30 minutos,

indicados para processos industriais. Já o congelamento lento atinge a mesma temperatura entre

3 e 72 horas, utilizado em congeladores domésticos. Como vantagem, apresentam menor

ruptura da estrutura celular com a formação de pequenos cristais de gelo, como ilustrado na

Figura 2, diferindo dos grandes cristais de gelo formados no processo lento. Além disso, reduz

as perdas de água durante o congelamento e dificulta a adaptação dos µOs, congelando-os no

interior dos cristais de gelo [14].

Figura 2.2 – Processos de congelamento. Retirado de SILVA [14].

A temperatura de congelamento indicada difere segundo diversas fontes disponíveis,

bem como seu tempo de conservação. Entretanto, os dados utilizados neste trabalho seguem a

18

portaria CVS-6/99 [17], onde são indicados a temperatura e o tempo de permanência são na

Tabela 2.6.

Tabela 2.6 – Temperatura de armazenamento e tempo de consumo de congelados adaptado de

CVS-6/99 [17].

Temperatura Tempo máximo de armazenamento

0 a -5 C 10 dias

-5 a -10 C 20 dias

-10 a -18 C 30 dias

Menor que -18C 90 dias

A umidade é o segundo fator extrínseco mais importante quando se trata de

microrganismos AESBUC [18]. A umidade ideal para o mantimento varia dependendo do

alimento. Na tabela 2.7 é possível ver a faixa indicada para os alimentos específicos, como

indicado por GAVA [19]. Contudo, por esse trabalho ser uma aproximação da realidade,

utilizar-se-á umidade relativa de aproximadamente 90%, pois atende bem a faixa de diversos

alimentos.

Tabela 2.7 – Umidade relativa de produtos alimentícios segundo GAVA [19].

Alimento condicionado Umidade Relativa - UR (%)

Aspargo 90-95

Couve-flor 85-90

Alface 90-95

Carne Bovina 88-92

Presunto 85-90

Manga 85-90

Abacaxi 85-90

Laranja 85-90

Pera 85-90

Mamão 85-90

Pêra 85-90

Maçã 85-90

Morango 85-90

19

3 – CICLOS DE REFRIGERAÇÃO

Para fins comerciais, existem dois tipos principais de ciclos de refrigeração. O mais

utilizado entre eles é o chamado ciclo de compressão mecânica de vapor. E o segundo é

chamado de ciclo de absorção. Estes apresentam formas distintas para retirada de carga térmica

de um determinado ambiente, divergindo nos equipamentos utilizados, processo de retirada de

calor e aplicação para quais foram projetados.

Os ciclos de refrigeração por compressão mecânica de vapor são utilizados em diversos

equipamentos, podendo ser utilizados em aplicações residenciais, comerciais e industriais.

Abrangendo, portanto, uma grande parcela do uso de equipamentos de refrigeração. Por serem

facilmente manufaturados em diversas formas construtivas e por poderem utilizar uma ampla

variedade de fluidos refrigerantes, além de serem capazes de cobrir uma ampla faixa de

operações de refrigeração, ASHRAE [20]. Estes ciclos realizam a compressão mecânica do

fluido refrigerante, consumindo energia. O sistema possui diversas trocas de fase do fluido

refrigerante, sendo comprimido no compressor, condensado no condensador, evaporado no

evaporador e expandido na válvula de expansão. A Figura 3.1 apresenta o funcionamento de

um ciclo de refrigeração tradicional.

Figura 3.1 – Ciclo de refrigeração por compressão mecânica de vapor.

Segundo HOWELL et al [21], o ciclo de absorção utiliza-se de duas substâncias para

realizar o efeito de refrigeração, o absorvente e o refrigerante. O absorvente é utilizado para

absorver o fluido refrigerante, formando uma solução líquida. Após o processo de absorção a

20

solução líquida é bombeada para o gerador, onde o fluido refrigerante é separado do absorvedor

devido a adição de calor externo. O fluido refrigerante então sai do gerador, como vapor,

passando pelo condensador, evaporador e válvula de expansão como no ciclo de compressão

mecânica, como ilustrado na Figura 3.2.

Figura 3.2 – Ciclo de absorção de água-brometo de lítio.

Os ciclos de absorção, requerem equipamentos maiores e são mais complexos devido a

utilização de misturas binárias, necessitando de mão de obra especializada e controle mais

apurado. Devido à complexidade são mais utilizados em aplicações industriais, ainda que

possam ser utilizados de outras maneiras. Para se atender a um problema, os ciclos de

compressão mecânica e de absorção não devem ser apenas comparados em eficiência

energética, mas também em relação ao custo de operação e a disponibilidade de fonte de calor

para o gerador.

3.1 – Ciclos de Compressão Mecânica de Vapor

Por serem os ciclos mais utilizados, este trabalho irá considerar apenas os ciclos de

compressão mecânica, visto que é um estudo simplificado sobre a necessidade de frio dos

ambientes.

21

3.1.1 – Ciclo de Refrigeração de Carnot

Obtido através da inversão do ciclo de potência de Carnot, este ciclo tem como principal

vantagem a reversibilidade de seus processos termodinâmicos. Consistindo em dois

reservatórios com diferença de temperatura finita, turbina e compressor, o ciclo entrega maior

eficiência energética teórica. A obtenção de frio acontece por meio de quatro processos, dois

processos isobáricos e dois processos isentrópicos.

A Figura 3.3, elucida os processos, apresentando a construção do ciclo e o diagrama T

x s. O processo 1-2 é uma compressão isentrópica. Entre os pontos 2 e 3 ocorre rejeição de calor

para o ambiente, à temperatura e pressão do condensador. Ao longo do processo 3-4 trabalho é

gerado por expansão isentrópica por meio de uma turbina. Finalmente, entre os pontos 4 e 1

ocorre transferência de calor entre o evaporador e a fonte fria, ocorrendo a pressão e

temperaturas constantes do evaporador.

Figura 3.3 – Ciclo de Carnot. Retirado de

http://www.polo.ufsc.br/fmanager/polo2016/materiais/arquivo7_1.pdf

A eficiência de toda máquina térmica pode ser definida como a razão de energia que se

deseja obter sobre a energia que se gastou, BORGNAKKE e SONNTAG [22]. Com isso, existe

a divisão entre eficiência e coeficiente de desempenho (COP), sendo o primeiro utilizado para

máquinas térmica e o segundo para refrigeradores. Logo, a eficiência de toda máquina térmica

e o COP dos ciclos de refrigeração por compressão mecânica de vapor podem ser escritos,

respectivamente, por:

http://www.polo.ufsc.br/fmanager/polo2016/materiais/arquivo7_1.pdf

22

η=

W

QH

=1-Q

L

QH

(3.1)

COP=

QL

W=

QL

QH

-QL

(3.2)

Devido às particularidades dos ciclos de Carnot, é possível reescrever as Equações (3.1)

e (3.2), respectivamente, [22]:

η

CARNOT=

W

QH

=1-TL

TH

(3.3)

COPCARNOT=

QL

W=

TL

TH-TL

(3.4)

onde W é o trabalho realizado pelo compressor durante a compressão, QH é o calor rejeitado

para o ambiente exterior, QL é o calor absorvido do ambiente condicionado, TH é a temperatura

da fonte quente e TL a temperatura da fonte fria.

3.1.2 – Ciclo de Refrigeração Ideal

Embora o ciclo de Carnot para refrigeração seja inteiramente reversível, não apresenta

o melhor desempenho prático. Segundo BORGNAKKE e SONNTAG [22], é virtualmente

impossível comprimir a mistura do estado 1 para o estado 2 e manter o equilíbrio entre líquido

e vapor. Além de estar sendo comprimido uma mistura bifásica, que prejudicaria o equipamento

em questão.

Para se obter uma máquina prática algumas alterações são feitas no ciclo de Carnot,

mantendo a ideia principal. A turbina é substituída por um dispositivo de estrangulamento que,

embora não realize trabalho, é menos custoso e de fácil manutenção. O processo 3-4 passa a ser

um estrangulamento isoentálpico. Já o processo 1-2 sofre uma mudança, sendo comprimido

com entropia constante de um estado de vapor saturado até um estado superaquecido, como

pode ser visto na Figura 3.4. O COP do ciclo é dado pela Equação (3.2), THRELKELD [23].

O ciclo de refrigeração ideal é a primeira viabilização prática dos ciclos de compressão

mecânica de vapor. No entanto, existem diversas alterações que podem ser feitas em sua forma

construtiva para conferir maior versatilidade e aumento de eficiência. Diversas variações podem

23

ser realizadas, aumento no número de evaporadores ou compressores, inserção de trocadores

intermediários, adição de bombas e outros.

Figura 3.4 – Ciclo Ideal de Refrigeração. Retirado de ÇENGEL e BOLES [24]

3.1.3 – Ciclo de Refrigeração com Múltiplos Evaporadores

Este ciclo é uma alteração a fim de ampliar o número de unidades evaporadoras, com o

intuito de ampliar a versatilidade do ciclo e manter ambientes em temperaturas diferentes.

Sendo bem flexível, permite a utilização de dois ou mais evaporadores, operando à uma pressão

intermediária., [23]. Apresenta alterações no cálculo de seu coeficiente de desempenho:

COP=

QETI

+QETB

W

(3.5)

onde QETI é o calor recebido pelo evaporador intermediário do ambiente de temperatura TETI,

QETB é o calor recebido pelo evaporador de baixa pressão pelo ambiente de temperatura TETB e

W é o trabalho consumido pelo compressor durante a compressão. Na Figura 3.5 é possível ver

a configuração com dois evaporadores.

24

Figura 3.5 – Ciclo com dois Evaporadores.

3.1.4 – Ciclo de Refrigeração com Múltiplos Estágios de Compressão

O ciclo com múltiplos estágios de compressão é uma variante do ciclo ideal.

Aumentando o número de compressores é possível obter diferenças de pressões muito grandes,

não podendo ser obtidas através de um único estágio devido ao alto custo. O uso de sistemas

de múltiplos estágios de compressão é necessário para baixas temperaturas dado a eficiência

volumétrica reduzida, [22].

Utilizando amônia como refrigerante, uma razão de compressão elevada gera aumento

de temperatura, diminui a eficiência de compressão e aumenta o consumo de energia por

unidade de refrigeração. O uso de múltiplos compressores elimina esse problema e proporciona

maior eficiência energética, [22]. A pressão intermediária (Pint) do ciclo pode ser usada em

função das pressões alta (Pa) e baixa (Pb), conforme:

Pint=(Pa*Pb)0,5

(3.6)

Os ciclos de múltiplos compressores utilizam também trocadores de calor entre os estágios de

compressão, podendo ser um trocador intermediário à água, um trocador casco-serpentina ou

tanque de flash, como mostrado em THRELKELD [22]. Comumente utilizado com amônia, a

Figura 3.6a apresenta um ciclo utilizando tanque de flash. E a Figura 3.6b apresenta um ciclo

utilizando trocador casco-serpentina.

25

Figura 3.6 – Ciclos com duplo estágio de compressão a) Com tanque de Flash b) Com

Trocador Casco-Serpentina

O tanque de flash apresenta problemas práticos em sua utilização que podem ser sanados

pela utilização de um trocador de calor, embora seu COP seja ligeiramente menor, [23]. A

eficiência de ambos os ciclos pode ser mensurada por:

COPm.comp=

QEVAP

WCBP+WCAP

(3.7)

3.1.5 – Ciclo de Refrigeração Cascata

O ciclo de refrigeração em cascata é composto por dois ciclos de único estágio

acoplados, ligados por um trocador de calor contracorrente, SHAPIRO [23]. Esse trocador age

como condensador para o ciclo inferior e como um evaporador para o ciclo inferior, como é

mostrado na Figura 3.7. Segundo THRELKELD [22], o ciclo cascata é capaz de produzir

temperaturas abaixo de -75 oC, sendo utilizado em diversas aplicações industriais como

liquefação de gases e obtenção de gelo seco.

O ciclo cascata utiliza dois refrigerantes distintos, cada um adequado para uma faixa de

temperatura específica. Segundo SHAPIRO [23], o calor é retirado pelo evaporador onde

circula o refrigerante A, trocando calor com refrigerante B no trocador de calor contracorrente

e por fim sendo rejeitado ao ambiente exterior no condensador. Essa configuração permite a

26

diminuição do trabalho de compressão e o aumento da capacidade de refrigeração, [21]. Ciclos

cascata com múltiplos estágios também são utilizados, [22].

O refrigerante B tem como característica alta temperatura crítica, enquanto o

refrigerante A possui elevada pressão de saturação à baixas temperaturas. O COP desse ciclo é

calculado tal qual a equação 3.7, visto que existem dois trabalhos de compressão, [23].

Figura 3.7 – Ciclo Cascata. Retirado de

https://www.slideshare.net/MarcosCuzzuol/12-ciclos-de-refrigeracao-2015

3.1.6 – Ciclos Reais

Até o momento os ciclos apresentados consideram todos os processos ideais, sem perda

de energia, pressão de carga ou aumento de temperatura. Não existem problemas de

congelamento ao longo das linhas, dificultando o processo de troca de calor. Além disso, a

eficiência dos equipamentos foi considerada de 100% e não existem irreversibilidades.

Também não foram consideradas as cargas usadas nos ventiladores que movimentam o ar. Ciclo

reais apresentam todos esses tipos de problemas, que devem ser bem analisados e tratados de

forma que não atrapalhem seu funcionamento e não haja redução da eficiência global.

3.2 – Equipamentos

https://www.slideshare.net/MarcosCuzzuol/12-ciclos-de-refrigeracao-2015

27

Os diferentes ciclos de refrigeração utilizam diversos tipos de equipamentos para

conseguir atingir às necessidades de frio mantendo a eficiência projetada. Esta seção tem como

intuito apresentar estes equipamentos. Realizando análise descritiva de cada um, suas

funcionalidades e limitações.

3.2.1 – Compressores

Os compressores são máquinas de fluxo com a função de comprimir o fluído de trabalho,

no estado gasoso, aumentando sua pressão e simultaneamente sua temperatura, salvo alguns

casos. Podem ser divididos em duas classes grades. A primeira são os compressores

volumétricos, ou deslocamento positivos. E a segunda, compressores dinâmicos, de FALCO

[25].

Os compressores volumétricos realizam sua função através da redução de volume

ocupado pelo fluido, produzindo grande diferença de pressão com pequena variação

volumétrica, [25]. Esses compressores podem ser divididos ainda em compressores alternativos

(sistema cilindro-pistão) e rotativos (palhetas, parafusos). São mais utilizados em aplicações de

até 1000 kW de potência, STOECKER e JABARDO [26]. Segundo de FALCO [25], a vazão

máxima de sucção dessas máquinas é de 50000 CFM. Na Figura 3.8 é possível ver um

compressor do tipo parafuso e na Figura 3.9, compressor cilindro-pistão.

Figura 3.8 – Compressor volumétrico rotativo parafuso. Retirado de

http://mixmanutencao.com.br/compressores/compressor-parafuso

http://mixmanutencao.com.br/compressores/compressor-parafuso

28

Figura 3.9 – Compressor volumétrico alternativo cilindro-pistão. Retirado de

https://fagnerferraz.files.wordpress.com/2010/10/compressores.pdf

Nos compressores dinâmicos, o fluxo de gás recebe trabalho mecânico, adquirindo

energia cinética, que é transformada em energia de pressão em canais cuja área transversal

aumenta no sentido do fluxo, [25]. São separados em turbocompressores e ejetores (utilizados

em bombas de vácuo). Os turbocompressores são ainda separados em axiais e centrífugos, onde

este último é utilizado em processos industriais, [26]. A Figura 3.10 exibe um compressor

dinâmico centrífugo.

Figura 3.10 – Compressor dinâmico centrífugo. Retirado de

https://www.solucoesindustriais.com.br/empresa/maquinas-e-equipamentos/ideal-

ventiladores/produtos/exaustor-e-ventilador-industrial/venda-de-compressores-centrifugos

3.2.2 – Trocadores de Calor

https://fagnerferraz.files.wordpress.com/2010/10/compressores.pdf

https://www.solucoesindustriais.com.br/empresa/maquinas-e-equipamentos/ideal-ventiladores/produtos/exaustor-e-ventilador-industrial/venda-de-compressores-centrifugos

https://www.solucoesindustriais.com.br/empresa/maquinas-e-equipamentos/ideal-ventiladores/produtos/exaustor-e-ventilador-industrial/venda-de-compressores-centrifugos

29

O trocador de calor é um dispositivo utilizado em diversas aplicações de engenharia.

Possui a função de facilitar a troca de calor entre dois ou mais fluidos separados por uma parede

sólida, geralmente de materiais metálicos. Trocadores de calor são classificados de acordo com

o processo de transferência, processo construtivo e disposição do escoamento, COTTA [27].

Quanto ao processo de transferência, os trocadores de calor podem ser do tipo de contato

direto e contato indireto. Nos trocadores de contato direto, o processo de troca ocorre entre dois

fluidos imiscíveis em contato direto, como utilizado em torres de resfriamento. E nos trocadores

de contato indireto, os fluidos não apresentam contato, sendo separados por uma superfície de

troca de calor, como é possível ver em radiadores de carro, OZISIK [28]. Nas Figuras 3.11 e

3.12 é possível ver uma torre de resfriamento e um radiador, respectivamente.

Figura 3.11 – Torre de Resfriamento. Retirado de

https://www.solucoesindustriais.com.br/empresa/maquinas-e-equipamentos/smart-

chiller/produtos/refrigeracao-ventilacao-e-exaustao/chiller-torre-de-resfriamento

Figura 3.12 – Radiador de Carro. Retirado de

https://autos.culturamix.com/mecanica/cuidados-com-o-radiador-do-carro-10-dicas

https://www.solucoesindustriais.com.br/empresa/maquinas-e-equipamentos/smart-chiller/produtos/refrigeracao-ventilacao-e-exaustao/chiller-torre-de-resfriamento

https://www.solucoesindustriais.com.br/empresa/maquinas-e-equipamentos/smart-chiller/produtos/refrigeracao-ventilacao-e-exaustao/chiller-torre-de-resfriamento

https://autos.culturamix.com/mecanica/cuidados-com-o-radiador-do-carro-10-dicas

30

Quanto à forma construtiva, os trocadores podem ser tubulares, de placas, de placa-

aletada, tubo-aletado e regenerativos. Os trocadores tubulares são mais utilizados devido à fácil

manufatura em diversos tamanhos, seus arranjos de escoamento, baixo custo e suas

possibilidades de trabalhar em grande arranjo de pressão e temperatura. Os trocadores de placa-

aletada são utilizados para troca de calor entre gases com temperaturas limitadas até 800 oC e

baixas pressões, também usados em aplicações criogênicas. Já trocadores tubo-aletados são

utilizados em aplicações de refrigeração, automobilística, eletrônica, criogenia e muitas outras.

Trabalham com pressões de até 30 atm e temperaturas de até 870 oC, OZISIK [28]. Na Figura

3.13 é possível ver um trocador do tipo tubular, o trocador casco tubo.

Figura 3.13 – Trocador tubular casco-tubo. Retirado de

https://www.incase.com.br/trocador-calor-casco-e-tubo

Quanto à disposição de escoamento pode-se citar quatro tipos de interesse. A primeira

configuração, chamada de correntes paralelas, apresenta o movimento de fluidos na mesma

direção, entrando na mesma entrada e saindo na mesma saída como, mostra a Figura 3.14a. Na

segunda configuração, contracorrente, os fluidos entram e saem em extremidades opostas,

movendo-se em sentidos diferentes, como ilustrado na Figura 3.14b. Segundo INCROPERA

[29], a terceira configuração apresenta correntes cruzadas, uma perpendicular à outra, como

mostrado na Figura 3.15. Já a quarta configuração é chamada de múltiplos passes, mostrada na

Figura 3.16, e é frequentemente utilizada em trocadores, pois há um aumento na efetividade

geral do equipamento, OZISIK [28].

https://www.incase.com.br/trocador-calor-casco-e-tubo

31

(b)

Figura 3.14 – Configuração de escoamento a) corrente paralela b) contracorrente.

Retirado de COTTA [27].

Figura 3.15 – Configuração de correntes cruzadas. Retirado de COTTA [27]

Figura 3.16 – Configuração de múltiplos passes. Retirado de COTTA [27].

• Trocadores de Calor em Refrigeração

A partir da definição de trocador de calor, percebe-se que eles são fundamentais para a

refrigeração e climatização, visto que eles intensificam a troca de calor. Os ciclos de

32

compressão de vapor utilizam em sua essência, dois trocadores de calor, o evaporador e o

condensador. Trocadores de calor intermediários também podem ser usados.

• Evaporadores

Segundo STOECKER e JABARDO [25], o evaporador é o agente direto de

resfriamento, tendo a função de retirar calor do ambiente e evaporar o fluido refrigerante. Estes

equipamentos podem retirar calor de duas maneiras, direta ou indiretamente. Na forma direta,

o fluido refrigerante troca calor diretamente com o meio refrigerado. Já na forma indireta, o

refrigerante troca calor com um fluido intermediário e posteriormente troca calor com o

ambiente.

Os evaporadores de expansão indireta são mais complexos, apresentarem menor

coeficiente de troca de calor e maior consumo de energia. No entanto, possuem atributos por

vezes mais interessantes, tais como: fácil distribuição do frio e concentração da instalação de

produção de frio com linhas pequenas, COSTA [30]. Os evaporadores apresentam três formas

construtivas principais, o tubo liso, o evaporador de placa e o com aletas, sendo o segundo

bastante utilizado em aplicações domésticas e em câmaras frigoríficas, DOSSAT [31]. Na

Figura 3.17 é possível ver algumas configurações para um evaporador de placa.

Figura 3.17 – Evaporador de placa. Retirado de

https://www.nauticexpo.com/pt/fabricante-embarcacao/evaporador-placas-36166.html

• Condensadores

Usados para trocar calor com o meio externo, os condensadores resfriam o vapor superaquecido

de refrigerante e o condensam. Estes equipamentos podem ser de três tipos, resfriado a ar,

resfriado à água e evaporativo, [31]. Os evaporativos utilizam tanto ar quanto água para retirada

https://www.nauticexpo.com/pt/fabricante-embarcacao/evaporador-placas-36166.html

33

de calor, com o ar aumentando a taxa de evaporação retirando o vapor d’água. Este por sua vez,

absorve calor do refrigerante condensando-o, Figura 3.18.

Figura 3.18 – Esquema de uma torre de resfriamento. Retirado de

http://torreresfriamento.com.br/tr/19/torre-de-resfriamento-funcionamento/manual-de-

funcionamento-de-uma-torre-de-resfriamento/

3.2.3 – Dispositivos de Expansão

Segundo COSTA [30], os dispositivos de expansão são utilizados nos sistemas de

refrigeração a fim de provocar a expansão no fluido refrigerante do estado líquido para um

estado líquido-vapor. Esse processo cria uma perda de carga, pois leva o fluído desde a pressão

mais elevada até uma menor, para o ciclo ideal reduz a pressão do condensador até a do

evaporador. No ciclo ideal de refrigeração, o dispositivo de expansão se localiza entre o

condensador e o evaporador, mas pode estar entre outros elementos, dependendo da

configuração do ciclo estudado.

Adicionalmente, segundo DOSSAT [31] as válvulas, independentemente do tipo,

possuem a função de medir o refrigerante na linha de líquido dentro do evaporador com taxa

proporcional à taxa de vaporização do líquido. Definem-se seis tipos principais de válvulas: a

válvula de expansão manual, a válvula de expansão automática, a válvula de expansão

termostática, o tubo capilar, as boias de baixa pressão e de alta pressão. A Figura 3.19 apresenta

uma válvula de expansão termostática.

http://torreresfriamento.com.br/tr/19/torre-de-resfriamento-funcionamento/manual-de-funcionamento-de-uma-torre-de-resfriamento/

http://torreresfriamento.com.br/tr/19/torre-de-resfriamento-funcionamento/manual-de-funcionamento-de-uma-torre-de-resfriamento/

34

Figura 3.19 – Válvula de expansão termostática. Retirado de

https://pt.wikipedia.org/wiki/V%C3%A1lvula_de_expans%C3%A3o

3.2.4 – Equipamentos Flash

Equipamentos flash são utilizados como trocadores de calor intermediários e

separadores de vapor, que utilizam o fenômeno de evaporação flash para seu funcionamento.

Segundo TLV [32], a evaporação flash consiste na vaporização do fluido condensado quente

no momento da redução de pressão ao passar o líquido por um orifício projetado.

É possível citar os tanques de flash, que recebem o refrigerante condensado e o separam em

duas correntes distintas, sendo parte vapor e outra líquida. A Figura 3.20 apresenta o desenho

esquemático de um tanque de flash.

Figura 3.20 – Desenho esquemático tanque de flash. Retirado de

https://pt.wikipedia.org/wiki/Evapora%C3%A7%C3%A3o_flash

https://pt.wikipedia.org/wiki/V%C3%A1lvula_de_expans%C3%A3o

https://pt.wikipedia.org/wiki/Evapora%C3%A7%C3%A3o_flash

35

3.2.5 – Bombas

As máquinas hidráulicas são classificadas em três grupos, as máquinas motrizes, as

geratrizes ou operatrizes e as máquinas mistas. As motrizes possuem a função de converter a

energia hidráulica em trabalho mecânico (turbinas, rodas hidráulicas). As operatrizes recebem

trabalho mecânico e transformam em energia hidráulica, imprimindo ao fluído um acréscimo

de energia potencial de pressão e cinética. Segundo MACINTYRE [33], as máquinas mistas

atuam como transformadores hidráulicos, transformando energia hidráulica em outra.

As bombas industriais, consideradas máquinas operatrizes [33], são divididas por sua

vez em duas grandes categorias. As bombas dinâmicas ou turbo-bombas e as bombas

volumétricas ou de deslocamento positivo.

As turbo-bombas são máquinas na qual o movimento do fluido é produzido por forças

desenvolvidas em consequência da rotação do impelidor, conferindo energia cinética e posterior

transformação em aumento de pressão. Segundo FALCO e MATTOS [34], esses equipamentos

são classificados ainda conforme a orientação do fluido na saída do impelidor, podendo ser

radial, axial, mista ou periférica.

As bombas de deslocamento positivo conferem diretamente aumento de pressão ao

fluído comprimindo-o entre suas partes móveis e fixas. Como importante características,

mantêm vazão média constante independente do sistema em que atuam. Separadas em bombas

alternativas, cargas elevadas e vazões baixas, e rotativas, com vazões mais elevadas, [34].

As bombas são importantes máquinas de fluxo no ramo da refrigeração. A circulação de

água em sistemas de água gelada e nos chamados chillers é usualmente realizada por bombas

centrífugas, [31]. Além disso em sistemas de refrigeração por absorção bombas são utilizadas

para promover o deslocamento da solução líquida de refrigerante-absorvedor. A Figura 3.21

apresenta o desenho esquemático de uma bomba centrífuga.

Figura 3.21 – Desenho bomba centrífuga. Retirado de

http://sites.poli.usp.br/d/pme2237/Lab/PME2237-RL-Bombas.pdf

http://sites.poli.usp.br/d/pme2237/Lab/PME2237-RL-Bombas.pdf

36

3.2.6 – Ventiladores

Segundo CREDER [35], os ventiladores podem ser considerados como bombas de ar,

sendo responsáveis por circular o ar através dos recintos condicionados e por retornar o ar ao

sistema de condicionamento. Além disso, realizam aumento de pressão no ar, a fim de vencer

as perdas de carga pela tubulação e acidentes. São geralmente acionados por motores elétricos.

A montagem do motor e do ventilador pode ser feita diretamente, no mesmo eixo, ou

por um elemento de transmissão, correia em instalações de maior porte [35]. Os ventiladores

utilizados em climatização podem ser do tipo centrífugo ou do tipo axial ou hélice. A Figura

3.22 apresenta um ventilador do tipo centrífugo.

Figura 3.22 – Ventilador do tipo centrífugo. Retirado de

https://ecoplas.ind.br/ventilador-centrifugo/

3.3 – Análise Termodinâmica dos Equipamentos

Essa seção do trabalho apresenta uma breve análise termodinâmica dos equipamentos

apresentados acima. Neste trabalho não são consideradas eficiências, visto que é necessário

selecionar o equipamento e depois aplicar a eficiência indicada pelo fabricante. Não são

consideradas eficiências isentrópicas e perdas de energia sob forma de pressão ou grau de

superaquecimento nas linhas de refrigerante. O estudo realizado consiste numa análise em

regime permanente do volume de controle.

O volume de controle é um espaço imaginário, utilizado para facilitar a análise de um

processo. Separando a vizinhança da máquina por meio de uma superfície de controle,

https://ecoplas.ind.br/ventilador-centrifugo/

37

possibilita um estudo grandezas termodinâmicas de interesse do processo. Para o volume de

controle, a equação de continuidade e a equação da energia, indicadas por:

dmV.C

dt= ∑ me

. - ∑ ms.

(3.8)

dEV.C

dt=Q

V.C

.-WV.C

.+ ∑ me.(he+

1

2Ve

2 +gZe)- ∑ ms.(hs+

1

2Vs

2 +gZs)

(3.9)

Segundo BORGNAKKE e SONNTAG [22], o processo em regime permanente

considera que o volume de controle não se move em relação ao sistema de coordenadas, o

estado da substância em cada ponto do volume de controle não varia com o tempo e que o fluxo

de massa e o estado dessa massa em cada área discreta não varia com o tempo. Isso implica nas

Equações:

dmV.C

dt=0

(3.10)

dEV.C

dt=0

(3.11)

Além disso, nesse estudo as parcelas de energia cinética e potencial serão desprezadas,

o que transforma as equações da continuidade e da energia em:

∑ me. = ∑ ms

.

(3.12)

Q

V.C

.+ ∑ me

. he=WV.C.+ ∑ ms

. hs

(3.13)

onde o índice e representa os fluxos de entrada e o índice s representam os fluxos de saída. 𝑄𝑉.𝐶.

representa o fluxo de calor através das superfícies de controle e 𝑊𝑉.𝐶. o trabalho. O termo h é a

entalpia específica, V é a velocidade do fluído, Z a altura em relação ao nível do mar e g a

gravidade.

3.3.1 – Análise do condensador

O condensador trocando calor com a vizinhança apresenta volume de controle

apresentado na Figura 3.23. Existe únicas entrada e saída, simplificando a equação e não existe

38

trabalho realizado ou consumido no processo. A jusante do equipamento está o estado a e o

estado b a montante. A conservação de massa e análise energética são indicadas por:

ma.=mb

.=m.

(3.14)

𝑄.H

=m.(hb-ha)

(3.15)

Figura 3.23 – Volume de controle do condensador

3.3.2 – Análise do evaporador

Tal qual o condensador, troca calor com a vizinhança e apresenta volume de controle

tal qual apresentado na Figura 3.24. Com entrada e saída únicas e sem consumir ou produzir

trabalho no processo. A jusante do evaporador está o estado a e o estado b a montante. A

conservação de massa e análise energética são indicadas por:

ma.=mb

.=m.

(3.16)

𝑄.𝐿=m.(hb-ha)

(3.17)

Figura 3.24 – Volume de controle do evaporador

39

3.3.3 – Análise do dispositivo de expansão

O dispositivo de expansão ideal não apresenta troca de calor com a vizinhança nem

produz ou consome trabalho em seu processo, conforme sugere a Figura 3.25. A jusante do

equipamento está o estado a e o estado b a montante. A conservação de massa e análise

energética são indicadas por:

ma.=mb

.=m.

(3.18)

hb=ha

(3.19)

Figura 3.25 – Volume de controle do dispositivo de expansão

3.3.4 – Análise do compressor

O compressor ideal não realiza troca de calor com a vizinhança, mas consome trabalho

para realizar sua operação, conforme Figura 3.26. A jusante do compressor está o estado a e o

estado b a montante. A conservação de massa e análise energética são indicadas por:

ma.=mb

.=m.

(3.20)

𝑊 .=m.(hb-ha)

(3.21)

Figura 3.26 – Volume de controle do compressor

40

3.3.5 – Análise da bomba

Assim como o compressor ideal, a bomba ideal não realiza troca de calor com a

vizinhança, mas consome trabalho para realizar sua operação, conforme Figura 3.27. A jusante

da bomba está o estado a e o estado b a montante. A conservação de massa e análise energética

são indicadas por:

ma.=mb

.=m.

(3.22)

𝑊 .=v(Pb-Pa)

(3.23)

Figura 3.27 – Volume de controle da bomba

3.3.6 – Análise do trocador de calor intermediário

O trocador de calor intermediário, diferentemente dos condensadores ou evaporadores

não realiza o processo enviando calor para outro ambiente e sim para outro fluido. Com isso o

processo pode ser analisado da mesma maneira. A Figura 3.28 apresenta seu volume de

controle, onde o fluído quente é representado pelos estados a e b e o fluído frio é representado

pelos estados 1 e 2. Sendo a e 1, a jusante e o estado b e 2 a montante. A conservação de massa

e análise energética são indicadas por:

ma.=mb

.=m.

(3.24)

m1.=m2

.=m.

(3.25)

𝑄.int

=m.(ha-hb)=m.(h2-h1)

(3.26)

41

Figura 3.28 – Volume de controle do trocador de calor intermediário

3.3.7 – Análise do tanque de flash

O tanque de flash separando a corrente de entrada em vapor e líquido tem seu volume

de controle apresentado na Figura 3.29. O ponto a representa a corrente de entrada, em estado

bifásico, o ponto b representa o estado líquido saturado e o ponto c, o estado vapor saturado. A

conservação de massa, análise energética e o “fator de liquefação” (razão entre a vazão de

entrada e vazão de saída de refrigerante líquido) são indicadas por:

ma.=mb

.+mc.

(3.27)

ma.h

a=mb

.hb+mc.hc

(3.28)

y=mb

.

ma.

(3.29)

Figura 3.29 – Volume de controle do tanque de flash

42

3.4 – Sistemas Comerciais de Refrigeração

Para se manter um controle adequado de temperatura, diversas formas construtivas de

aparelhos condicionadores de ar tiveram de ser desenvolvidos. Cada qual atendendo a requisitos

específicos de controle temperatura, custo de aquisição, custo de operação, custo de

manutenção e aplicação de uso. Comercialmente existem diversos tipos de ar condicionados

prontos para venda, com empresas especializadas em cada tipo. Embora seja possível sempre

conceber um ciclo apropriado para a aplicação em estudo é interessante avaliar as opções

disponíveis do mercado e realizar um comparativo econômico entre diversas soluções que

atenderiam ao problema.

Em sistemas de compressão mecânica de vapor, podemos destacar que existem diversos

equipamentos com capacidades e particularidades únicas. É possível caracterizá-los quanto a

sua capacidade de refrigeração, quanto ao tratamento de ar, quanto a suas aplicações e quanto

a sua forma de expansão, podendo esta ser direta ou indireta. Em sistemas de expansão direta,

o fluido refrigerante resfria o ar que será insuflado no ambiente mediante a um trocador de

calor. Já em um sistema de expansão indireta, tem-se o fluido refrigerante trocando calor com

um fluido intermediário que posteriormente trocará calor com o ar.

3.4.1 – SPLIT

Segundo ASBRAV [36], os equipamentos do tipo SPLIT do tipo High-Wall, Figura

3.30, são atualmente um dos tipos mais utilizados de aparelhos para conforto térmico, mas

existem também os tipos piso-teto, cassete e dutado. A característica mais atraente desse

sistema é a separação da unidade condensadora (condensador) da unidade evaporadora

(evaporador). O que traz uma vantagem no quesito estética para o ambiente em que é inserido,

podendo ser instalado em qualquer parede do recinto, eliminando a necessidade de rasgos em

paredes.

Pode-se encontrar comercialmente sistemas com capacidade variando entre 12.000 e

60.000 Btu/h. Com essa faixa ampla de capacidade, podem atender a diversos tipos de

ambientes, estando presentes desde pequenos cômodos residências a grandes salas de reuniões

em empresas. Podem utilizar compressores convencionais ou do tipo inverter.

Vale ressaltar a relevância de aplicação do SPLIT de Alta Capacidade, que possui o

mesmo padrão de funcionamento de um SPLIT convencional, mas com uma maior capacidade,

43

podendo atender a ambientes muito maiores, tendo capacidades da ordem de 5 a 60 TR.

Aplicável em ambientes comerciais e industriais como: grandes lojas de varejo, supermercados,

áreas de produção de indústrias, etc.

Figura 3.30 – Sistema SPLIT High Wall. Retirado de

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3.4.2 – Multi SPLIT

Ainda segundo ASBRAV [36], os sistemas multi split são indicados para projetos onde

existe pouca área para instalação para a unidade condensadora e onde é necessário realizar a

climatização de diversos ambientes simultaneamente. Embora similar ao split, somente um

compressor é necessário para todas as unidades de evaporação. A vantagem principal desse

sistema é que é possível controlar diversos ambientes com temperaturas e vazões distintas, no

entanto operando no mesmo modo: ou em resfriamento ou aquecimento.

Os sistemas multi split são sistemas de expansão direta e comportam o uso de distintas

unidades evaporadoras, possibilitando o uso de unidades high wall, dutado, piso teto e cassete.

Permite também cargas térmicas diferentes entre os ambientes. Logo para a seleção do

compressor deve-se utilizar o somatório das cargas térmicas dos ambientes em operação

simultânea de todos os equipamentos. Utilizados em residências ou ambientes comerciais. Na

Figura 3.31 é possível ver o sistema multi split.

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44

Figura 3.31 – Sistema Multi SPLIT. Retirado de ASBRAV [36].

3.4.3 – Self Contained

O condicionador de ar self contained, Figura 3.32, é constituído por um sistema

compacto e independente, onde toda a unidade de tratamento de ar está presente em um mesmo

gabinete vertical [36]. Pode-se destacar que a serpentina é de expansão direta, trocando calor

diretamente com o ar que será insuflado. No entanto, é possível conjugar a serpentina a uma

unidade condensadora externa, podendo ser resfriada à ar ou à água.

É possível utilizar esse equipamento com redes de dutos acopladas. A capacidade de

refrigeração destes equipamentos varia entre 2 e 50 TR. Utilizados para uso comercial ou

industrial, sendo indicados para ambientes com maiores cargas térmicas. As maiores vantagens

do Self Contained estão em seu baixo custo inicial e sua fácil manutenção. E sua maior

desvantagem está no alto nível de ruído gerado pelo seu funcionamento, necessitando de

isolamento acústico.

45

Figura 3.32 – Sistema Self Contained. Retirado de ASBRAV [36].

3.4.4 – VRF

Segundo ASBRAV [36], o sistema VRF (do inglês “Variable Refrigerant Flow” ou

Fluxo de Refrigerante Variável), Figura 3.33, é um sistema de climatização central de expansão

direta a ar, permitindo o uso de diferentes unidades internas. Desenvolvido para residências e

prédios comerciais, este sistema integra uma única unidade externa (condensador) a diversos

aparelhos evaporadores internamente. Cada aparelho interno pode operar com temperaturas

diferentes entre si. É possível também o uso do sistema VRF para condensação de água devido

a fatores de projeto como: espaço de área técnica limitado, retrofit de sistemas antigos ou

ambientes externos agressivos.

É facilmente modularizado, provendo fácil expansão para novos ambientes e com

grande facilidade de adaptação em sistemas existentes. Além disso o sistema varia sua

capacidade dependendo das necessidades de cada zona térmica. E somado ao uso de máquinas

de fluxo (compressores e ventiladores) com tecnologia inverter, condensadores com grande

área de troca e válvulas eletrônicas de controle modular e proporcional, o sistema VRF

apresenta elevada eficiência de processo com diminuição do trabalho consumido.

46

Figura 3.33 – Sistema VRF. Retirado de ASBRAV [36]

3.4.5 – Sistema de Expansão Indireta com Água Gelada

Como o nome deixa explícito, é um sistema de refrigeração que utiliza a expansão

indireta como forma de retirada de calor do ambiente. Os sistemas com utilização de água

gelada são geralmente mais complexos que os sistemas FanCoil (ventilador e serpentina) e essa

tarefa é atribuída aos chillers, equipamentos compactos, localizados fora do ambiente

refrigerado. Segundo o MMA [37], os sistemas de água gelada são usados geralmente em

ambientes com cargas térmicas superiores a 300TR.

Os chillers, segundo MMA [38], são equipamentos com ciclo de refrigeração completo,

de circuito fechado, montados em base única e que necessitam de conexões hidráulicas. Esses

circuitos hidráulicos são responsáveis pelo bombeamento e deslocamento de água através das

tubulações e trocadores de calor. Ainda segundo MMA [38], as vantagens apresentadas pelo

chillers são a carga reduzida de fluido refrigerante utilizado, alta eficiência energética e controle

preciso do processo de resfriamento.

Por serem equipamentos com ciclo de refrigeração completo, podem subdividir os

chillers em dois grupos principais: com ciclo de compressão mecânica de vapor e com ciclo de

absorção. Os chillers também são utilizados juntamente com sistemas de termoacumulação de

água gelada, que visa realizar um aproveitamento melhor da energia. Tanques de

termoacumulação podem agir como baterias em períodos de sobrecarga ou períodos de pico de

energia. Nas Figuras 3.34 e 3.35 é possível ver o funcionamento do funcionamento de um chiller

e de um sistema de termoacumulação, respectivamente.

47

Figura 3.34 – Funcionamento de um Chiller. Retirado de

https://www.google.com/url?sa=i&url=https%3A%2F%2Fintranet.redeclaretiano.edu.br%2Fd

ownload%3Fcaminho%3D%2Fupload%2Fcms%2Frevista%2Fsumarios%2F735.pdf%26arqu

ivo%3Dsumario10.pdf&psig=AOvVaw1Xl7GoOwNJc9LuNuLGJ0-

w&ust=1584130454994000&source=images&cd=vfe&ved=0CAMQjB1qFwoTCNjinIvgleg

CFQAAAAAdAAAAABAD

Figura 3.35 – Sistema de Termoacumulação. Retirado de

http://www.allenge.com.br/produtos/tanques-de-termoacumulacao/

3.4.6 – Câmaras Frigoríficas

As câmaras frigoríficas possuem a função de manter as condições adequadas de

temperatura e umidade dos alimentos, podendo apenas manter os alimentos refrigerados ou

mantê-los congelados. Segundo OLIVEIRA e PAIVA [39], destacam-se dois tipos de câmaras,

as de alvenaria e as modulares, representadas nas Figuras 3.36 e 3.37, respectivamente.

http://www.allenge.com.br/produtos/tanques-de-termoacumulacao/

48

As modulares podem ser pré-montadas e instaladas no local designado, sendo de

menores dimensões e mais utilizadas, encontradas nos mais diversos sítios comerciais de

alimentos. Já as de alvenaria requerem um perímetro maior e comportam uma quantidade maior

de alimentos que as modulares.

O projeto de uma câmara frigorífica deve levar em conta informações sobre a

temperatura dos produtos, umidade, capacidade de armazenamento, espessura correta de

isolamento, vedação, equipamentos utilizados, iluminação, movimentação de produtos e

número de pessoas que trabalham no interior. O cálculo de carga térmica, descrito no capítulo

5, é a ferramenta fundamental para se determinar a necessidade de frio, para posteriormente

realizar a escolha dos equipamentos.

Figura 3.36 – Câmara frigorífica de alvenaria Retirado de OLIVEIRA e PAIVA [39]

Figura 3.37 – Câmara frigorífica modular. Retirado de OLIVEIRA e PAIVA [39]

49

4 – FLUIDOS REFRIGERANTES

4.1 – Visão geral e evolução

Segundo MCQUISTON et al. [40], refrigerantes são substâncias que atuam dentro dos

sistemas de refrigeração realizando o efeito da refrigeração propriamente dito. Ou seja, eles são

substâncias químicas com propriedades tais que absorvem facilmente calor no evaporador e

rejeitam calor com a mesma facilidade para o ambiente externo por meio do condensador.

Não existe um único refrigerante ideal para todas as aplicações, sendo necessário um

conhecimento de sua aplicabilidade e suas características. A escolha de um refrigerante exige,

além de tudo, conhecimento de seus fatores, que são divididos em quatro categorias principais,

sendo elas: características termodinâmicas, físico-químicas, segurança e impacto no meio

ambiente [40].

Quanto a características termodinâmicas, um refrigerante deve possuir alta entalpia

latente de vaporização, que indica o quão grande é o efeito de refrigeração por massa de

refrigerante circulado. Possuir também baixa temperatura de congelamento, pois este não deve

congelar em nenhum momento. Deve possuir altas temperaturas crítica, a fim de diminuir a

potência do compressor. Além disso, possuir pressão de evaporação positiva a fim de evitar

infiltração de ar nas linhas. Finalmente, deve apresentar baixa pressão de condensação,

diminuindo custos com tubulação e equipamentos mais caros [40].

Quanto a características físico-químicas deve apresentar alta força de vapor dielétrica,

permitindo o uso em compressores hermeticamente fechados. Além de boas propriedades de

transferência de calor, transferindo calor mais eficientemente. Boa solubilidade em óleos,

melhorando a lubrificação dos sistemas. Deve apresentar também baixa solubilidade em água,

pois a água pode congelar no processo ou causar corrosão nos sistemas. Além disso, deve ser

inerte e estável, não reagindo com outros materiais, [40].

O refrigerante deve conter também boas características de segurança, não sendo

inflamável quando em contato com o ar. Não deve ser tóxico ou irritável a saúde dos seres

humanos, no caso de vazamentos [40]. Segundo a ASHRAE [41], os refrigerantes podem ser

classificados em seis níveis de segurança, segundo a Tabela 4.1.

50

Tabela 4.1 – Níveis de Segurança segundo a ASHRAE [41].

Níveis de Segurança

Alta Inflamabilidade A3 B3

Baixa Inflamabilidade A2 B2

Sem propagação de

chamas A1 B1

Baixa

Toxicidade

Alta

Toxicidade

Quanto aos impactos ao meio ambiente, são utilizados dois parâmetros para medir o

impacto que o refrigerante causa, são eles o potencial de destruição da camada de ozônio (ODP

– Ozone Depletion Potential) e o potencial de aquecimento global (GWP – Global Warming

Potential). O ODP avalia o quanto um refrigerante tem o potencial de destruir a camada de

ozônio, sendo desejável a utilização de refrigerantes que possuam baixo valor. Já o GWP avalia

o quanto um refrigerante persiste nas altas atmosferas e prende a radiação na Terra, ampliando

o efeito estufa, devendo também apresentar baixo valor, [40].

Pode-se classificar o uso de refrigerantes e seus usos conforme a evolução deles ao longo

dos anos. CALM [42] define quatro grandes gerações de refrigerantes. A primeira geração foi

marcada por desenvolvimento inicial da tecnologia, logo, o refrigerante que funcionava melhor

era utilizado. Nesta primeira geração, refrigerantes como amônia (NH3) e dióxido de carbono

(CO2) foram largamente utilizados. Entre 1931 e os anos 1990, o foco foi a utilização de

refrigerantes que apresentassem segurança e durabilidade, culminando com o surgimento dos

Clorofluorcarbonos (CFCs) e dos Hidrofluorcarbonos (HFCs), com maior uso dos CFCs [3].

No entanto, devido a seus altos valores de ODP dos refrigerantes CFC’s, ficou

estabelecido pelo protocolo de Montreal em 1987 que os CFC’s deveriam ser substituídos por

refrigerantes que não prejudicassem a camada de ozônio. Ampliando o espaço para a utilização

de refrigerantes como os HFC’s e os Hidroclorofluorcarbonos (HCFC’s) [3]. Sendo este o início

da terceira geração de refrigerantes que durou desde o início dos anos 1990 até os 2010 [42].

51

A quarta geração, no entanto, teve seu nascimento, a partir do protocolo de Paris em

1997. Com a promessa de redução e desativação dos HCF’s, devido a seus altos valores de

GWP, impactando diretamente no aquecimento global [3]. Essa geração com foco na

diminuição do aquecimento global e efeito estufa, procura a utilização de refrigerantes com

baixos ou nulos ODP e GWP, além de alta eficiência de refrigeração. Começando em meados

de 2010, novos refrigerantes são propostos e testados até hoje. Como exemplo, pode-se

mencionar as Hidrofluorolefinas (HFO’s), que necessitam estudos que comprovem que não são

prejudiciais à camada de ozônio [3].

Além disso a quarta geração abre porta para uma maior utilização de refrigerantes

naturais que apresentam tanto baixos índices de ODP e GWP, necessitando de estudos e

desenvolvimento de tecnologias que ampliem sua eficiência e segurança. Os fluidos

refrigerantes podem ser classificados segundo níveis de GWP, segundo MMA [43], conforme

a Tabela 4.2.

Tabela 4.2 – Classificação dos Níveis de GWP. Retirado de MMA [43].

GWP Classificação

<30 Ultra-baixo ou Desprezível

<100 Muito Baixo

<300 Baixo

300-1000 Médio

>1000 Alto

>3000 Muito Alto

>10000 Ultra-Alto

4.2 – Destruição da Camada de Ozônio

A camada de ozônio, conhecida como ozonosfera, está concentrada entre 10 e 35

quilômetros (km) de altura, sendo 10% na troposfera (até 16km) e 90% na estratosfera (a partir

52

de 20 km). O ozônio contido na estratosfera tem a função de proteger o planeta da incidência

de raios ultravioletas do tipo B (UV-B), provenientes do Sol, protegendo a vida animal presente

no planeta [44].

Em 1930, Sydney Chapman propôs um ciclo de produção de ozônio, mapeando o que

ocorre na estratosfera. O ozônio (O3) é gerado a partir da interação de oxigênio diatômico (O2)

e radiação ultravioleta do tipo C (UV-C). O ozônio então age como freio para a radiação UV-

B, desassociando-se em um átomo de oxigênio (O) e oxigênio diatômico (O2), realizando um

ciclo natural e equilibrado. Este processo é chamado de Ciclo de Chapman, representado na

Figura 4.1. As reações do ciclo são dadas por:

𝑂2 + ℎ𝑣 → 𝑂 + 𝑂 (4.1)

𝑂 + 𝑂2 + 𝑀 → 𝑂3 + 𝑀 (4.2)

𝑂3 + ℎ𝑣 → 𝑂2 + 𝑂 (4.3)

𝑂3 + 𝑂 → 𝑂2 + 𝑂2 (4.4)

Figura 4.1 – Ciclo de Chapman. Retirado de BARBOSA [44].

Segundo RAMOS [45], a destruição da camada de ozônio se dá por meio da interação

com substâncias prejudiciais, tais como o cloro, contidos em CFCs e HFCs. Esses refrigerantes

ao chegarem nas camadas superiores da estratosfera, entram em contato com radiação e liberam

radicais livres, como átomos de cloro (Cl), que reagem com moléculas de O3, produzindo uma

molécula de oxigênio diatômico (O2) e outra de óxido de cloro (ClO). Além de destruir as

moléculas de ozônio, o cloro dificulta a ocorrência do ciclo de Chapman, pois impede a

produção do ozônio como especificado na Equação 4.2.

53

4.3 – Fluidos Refrigerantes Naturais

Segundo CICONKOV [3], os principais refrigerantes naturais utilizados em sistemas de

refrigeração estudados e utilizados atualmente destacam-se a amônia, o dióxido de carbono e

os hidrocarbonetos isobutano e propano.

4.3.1 – Amônia

A amônia, também conhecido segundo ASHRAE [41] como R717, é um excelente

refrigerante, utilizado desde os primórdios da refrigeração devido a sua alta capacidade de

refrigeração, sendo muito utilizada em processos de refrigeração para indústria [3]. Como

vantagens apresenta: ótimos parâmetros ambientais (ODP=0 e GWP<1), alta eficiência

energética, ótimas propriedades termodinâmicas, possibilita recuperação de calor devido a altas

temperaturas de descarga no compressor, quando vapor é mais leve que o ar, fácil de detecção

em caso de vazamentos e baixos preços.

No entanto, apresenta desvantagens problemáticas, apresentando toxicidade, moderado

risco de inflamabilidade, não é compatível com cobre (um excelente condutor térmico e muito

usado em serpentinas), temperatura de descarga alta comparada com outros refrigerantes.

Embora apresente inflamabilidade moderada, a maior desvantagem da amônia é sua toxicidade,

com Threshold Limit Value (LTV) em 25ppm, [3]. Segundo MCQUISTON et al [40], tem seu

nível de segurança como B2.

Os sistemas de refrigeração com amônia são apropriados para câmara frigoríficas,

aplicações industriais como processamento de alimentos e bebidas, cervejarias e bombas de

água quente. Além de serem usadas em chillers em aplicações de ar central para aeroportos,

hospitais, supermercados e edifícios administrativos, [3].

4.3.2 – Dióxido de Carbono

54

Embora conhecido e utilizado desde a primeira geração de refrigerantes, o dióxido de

carbono (CO2), sofreu um esquecimento após 1950 com o surgimento de refrigerantes mais

eficientes, [3]. Este refrigerante também é conhecido como R744, [41]. Segundo CICONKOV

[3], o dióxido de carbono apresenta vantagens como: baixo impacto ambiental (ODP=0 e

GWP=1), não toxicidade e não inflamabilidade, alta capacidade volumétrica de refrigeração

que proporciona o uso de compressores menores, excelentes capacidades de transferência de

calor, menos sensível a diferença de pressão, não necessita de grandes dimensões das linhas de

sucção, potencial para o uso em micro trocadores de calor, possibilidade em reutilização de

calor, não corrosivo e apresenta baixo custo de aquisição.

Como desvantagens apresenta baixa temperatura crítica, em 31 oC. Apresenta também

maiores pressões de operação, acima de 120 bar, nos ciclos transcríticos, necessitando de

equipamentos resistentes, [3]. Apresentam também toxicidade ao serem respirados por seres

humanos. Apresenta nível de segurança como A1, [40].

O R744 é um dos melhores substitutos para o R404a, que possui GWP=4200. Os ciclos

e sistemas que utilizam dióxido de carbono concentram-se em países de região fria, devido ao

seu ponto crítico. No entanto, novas inovações tecnológicas transformaram os sistemas com

CO2 eficientes para climas mais quentes [3]. Sistemas integrados conseguem proporcionar

simultaneamente diversos estados distintos tais como temperaturas a -50 oC, condicionamento

de ar para conforto, aquecimento de ambientes e água quente. São utilizados em supermercados

e tem se tornado atraentes para o setor industrial [3].

4.3.3 – Hidrocarbonetos: Isobutano e Propano

Também conhecido como R600a [41], o isobutano é uma alternativa para substituir o

uso do CFC R12 em refrigeradores domésticos e unidades comerciais pequenos. Possui alta

eficiência energética, superando o R134a. Tem como vantagens, a necessidade de se utilizar

pouca carga de refrigerante e baixo preço. Baixo nível de ruído devido à operação silenciosa de

seus equipamentos, por conta de suas baixas pressões de trabalho. No entanto, como principal

desvantagem está sua alta inflamabilidade ao entrar em contato com o ar, sendo seu maior

obstáculo para maior uso desse refrigerante [3].

O propano também conhecido como R290 [41], é um substituto direto do R22 devido a

suas propriedades similares. Usado majoritariamente em pequenas unidades comerciais, onde

55

suas cargas de refrigerante atingem no máximo 150g. São excelentes refrigerantes para veículos

e assim como o R600a apresentam alta inflamabilidade [3]. Tem seu nível de segurança

considerado A3 [40].

4.4 – Ciclos de CO2

Os ciclos de refrigeração do dióxido de carbono apresentam duas ramificações, devido

a seu baixo ponto crítico, sendo elas: o ciclo subcrítico e o ciclo transcrítico. Segundo CAREL

[46], o ponto crítico do dióxido de carbono encontra-se a pressão de 7,36 MPa e com

temperatura de 31,1 oC. Segundo SOUZA [47], os ciclos subcríticos apresentam maior

utilização em sistemas industriais e comerciais.

Segundo SOUZA [47], no ciclo transcrítico, o R744 é comprimido acima do seu ponto

crítico, não sendo mais necessário condensar o gás e apenas resfriá-lo. Este fato leva à

substituição do condensador por um trocador de calor, resfriador gasoso. As pressões de sucção

e descarga são consideradas altas e necessitam de equipamentos especiais. Utilizadas em

aplicações comerciais e industriais, na Europa e Austrália. Segundo MMA [43], como

vantagem adicional, este ciclo é livre da utilização de fluidos prejudiciais à camada de ozônio

ou com alto potencial de aquecimento global, pois apenas utiliza o CO2.

Já os ciclos subcríticos apresentam pressões elevadas quando comparadas aos outros

refrigerantes, mas menores que as do ciclo transcrítico, estando sempre abaixo do ponto crítico,

onde tem-se a necessidade do uso de um condensador. Além disso, são utilizados em sistemas

comerciais e industriais e em ciclos cascata, [47]. Segundo MMA [43], a utilização em ciclos

cascata permite a aplicação de refrigerantes naturais, reduzindo o potencial de destruição da

camada de ozônio. Ambos os ciclos podem ser observados na Figura 4.2.

56

Figura 4.2 – Ciclos transcrítico e subcrítico em diagrama P x h. Retirado de [47].

Este trabalho apresenta uma variedade de ambientes distintos e com necessidades de

frio diferentes. Existem ao todo quatro condições climáticas diferentes que devem ser atendidas.

Sendo elas: conforto térmico, armazenagem de hortaliças, congelamento de carnes e

conservação de alimentos.

A maior parte da carga térmica a ser retirada dos ambientes provém das regiões de

armazenagem de hortaliças e ambientes de uso humano. Já a parte de congelamento e

conservação de alimentos corresponde apenas a uma pequena fração, tendo em vista que são

apenas duas câmaras frigorificas que atendem ao restaurante em questão, em um espaço

razoavelmente pequeno.

Por conta disso, o ciclo principal estudado nesse trabalho deverá atender às duas

condições climáticas principais: conforto e armazenagem. Para as outras duas são calculadas e

selecionadas duas câmaras frigoríficas, conforme metodologia apresentada no Cap. 5.

Segundo os dados do INMET [48] entre os anos 1961 e 1990, as temperaturas máximas,

referentes ao Rio de Janeiro, apresentam valores na ordem de 30 oC, sendo bem próximas a

temperatura crítica do CO2. Assim, apenas o uso de ciclos transcríticos e subcríticos cascata

podem ser viáveis.

LEE et al. [49] apresentam um sistema de ciclo subcrítico em cascata NH3 - CO2,

conforme apresentado na Figura 4.3, capaz de atingir temperatura no evaporador de -50oC.

Corroborando a possibilidade do uso dessas tecnologias em lugares com temperaturas mais

elevadas e fornecendo soluções eficazes quanto a proteção do meio ambiente.

57

Figura 4.3 – Ciclo Cascata NH3-CO2. Retirado de LEE et al. [49].

Dois ciclos são propostos aqui, tal que ambos são ciclos cascata subcríticos com

múltiplos evaporadores. São baseados ainda no estudo de LEE et al. [49] quanto ao uso de

refrigerantes naturais, utilizando NH3 e CO2. O primeiro é baseado no ciclo com multi

evaporadores apresentado em ELLIOTT e RASMUSSEN [50], conforme apresentado na

Figura 4.4. Já na Figura 4.5 é possível observar o ciclo desenvolvido para atender as

necessidades desse trabalho, unindo as soluções propostas em [49] e [50].

58

Figura 4.4 – Ciclo com Multi Evaporadores. Retirado de [50].

Figura 4.5 – Ciclo Subcrítico Cascata com Multi Evaporadores 1.

O segundo ciclo desenvolvido é um híbrido cascata – multi evaporador, diferenciando

da proposta apresentada anteriormente, na Fig.4.5. O ciclo em questão utiliza dois níveis de

compressão no ciclo de baixa temperatura e dois evaporadores e apenas um nível de compressão

59

no ciclo de alta temperatura, conforme a Figura 4.6. As proposições são justificadas segundo

SILVA [51] que apresenta um ciclo híbrido cascata multi – evaporador distinto.

Figura 4.6 – Ciclo Subcrítico Cascata com Multi Evaporadores 2.

Comparativamente, o ciclo 1 apresenta uma composição mais simples que a do ciclo 2.

Com isso, apresenta uma maior vantagem no quesito de manutenção de seus equipamentos,

necessitando menor investimento financeiro devido a menor quantidade de máquinas. Já o ciclo

2 possui uma maior possibilidade de apresentar maior eficiência energética devido ao uso do

tanque de flash e do duplo estágio de compressão, que são modificações que proporcionam

aumento do COP do ciclo.

60

5 – PROCESSOS DE TRATAMENTO DE AR, PSICROMETRIA E CARGA TÉRMICA

5.1 – Psicrometria e Processos de Tratamento de Ar

5.1.1 – Psicrometria

De forma resumida, psicrometria pode ser entendido como o estudo do ar úmido, ou

seja, o estudo do ar contendo vapor d’água em sua composição. O ar úmido é composto por

uma mistura de dois gases independentes, considerados gases ideais, sendo eles o ar seco e o

vapor d’água, ambos respeitando a equação dos gases perfeitos [21]. Considerando o modelo

de Dalton, é possível escrever as equações de estado para o ar e para o vapor d’água,

respectivamente, como:

ParV =narRT

(5.1)

𝑃vaporV =nvaporRT

(5.2)

onde Pi e ni são, respectivamente, a pressão parcial e a quantidade de mols do

componente i, V é o volume total da mistura, T é a temperatura absoluta da mistura e R é a

constante universal dos gases (R = 8,31441 J/mol K). Segundo HOWELL et al. [21], a mistura

entre gases ideais também obedece a equação dos gases perfeitos, tal que é possível escrever

que:

PV =nRT =(Par+Pvapor)V =(nar+nvapor)RT

(5.3)

O estudo da psicrometria se faz importante uma vez que o controle da temperatura e da

umidade do ar é necessário para aplicações de conforto térmico e de conservação de alimentos.

No estudo da psicrometria definem-se as temperaturas de bulbo seco, TBS, e de bulbo úmido,

TBU. A temperatura de bulbo seco é aquela que encontramos em termômetros convencionais

[21]. Já a temperatura de bulbo úmido é definida como a temperatura na qual a água (líquida

ou sólida), evaporando em ar úmido a uma temperatura de bulbo seco TBS e com umidade

absoluta w, pode levar o ar à saturação adiabática a mesma temperatura de bulbo úmido,

61

mantendo a pressão constante. O dispositivo que mede a temperatura de bulbo úmida é o

psicrômetro.

A umidade absoluta, ou razão de umidade é descrita como a razão entre a quantidade de

massa de água presente no ar e a massa de ar seco, podendo ser escrita como:

W =mvapor

mar

=MvaporPvapor

MarPar

(5.4)

Também é possível escrever a Equação (5.4) em função de suas pressões parciais,

obtendo [19]:

w =0,62198Pvapor

P-Pvapor

(5.5)

No estudo psicrométrico também é definida a umidade relativa. A umidade relativa, UR pode

ser definida como a razão entre a pressão parcial de vapor e a pressão de vapor saturado a

mesma temperatura [21], ou seja,

UR =Pvapor

Pvapor saturado

(5.6)

A temperatura de orvalho é definida como a temperatura na qual o ar úmido é saturado

à mesma pressão e à mesma umidade absoluta de uma amostra de ar úmido. Pode ser encontrada

utilizando duas correlações distintas, a primeira valendo entre 0 e 70 oC e a segunda entre -60

e 0 oC, como apresentado, respectivamente em:

Torvalho=-35,957-1,872a+1,1689𝑎2

(5.7)

𝑇orvalho=-60,45+7,0322a+0,37𝑎2

(5.8)

onde os valores de Torvalho estão apresentados em graus Celsius e a é uma constante definida por

(a=ln(pvapor)), com pvapor medido em Pascal (Pa).

62

A entalpia específica da mistura, do ar e do vapor podem ser escritas escritas

respectivamente como:

ℎ = ℎ𝑎𝑟 + 𝑤ℎ𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟

(5.9)

ℎ𝑎𝑟 = 𝑇𝐵𝑆

(5.10)

ℎvapor=2501+1,805TBS

(5.11)

a entalpia específica do ar seco é indicada por har, a entalpia específica do vapor é representada

por hvapor, TBS é a temperatura de bulbo seco e w é a umidade absoluta. As unidades das

entalpias específicas são dadas em kJ/kg. A da temperatura de bulbo seco dada em oC e a

umidade absoluta tem unidade kgVapor/kgArSeco.

5.1.2 – Processos de Tratamento de Ar

No estudo do tratamento de ar a carta psicrométrica é frequentemente empregada. Esta

carta é uma ferramenta gráfica que facilita a visualização dos processos e fornece todas as

informações acerca de temperatura e umidade, Anexo B. No gráfico é possível encontrar a

temperatura de bulbo seco, temperatura de bulbo úmido, umidade relativa, umidade absoluta,

entalpia específica e o fator SHR, do inglês Sensible Heat Ratio, definido como a razão entre a

carga térmica de calor sensível e a carga térmica total a ser retirada do ambiente, dada por:

SHR=Q

sensível

Qtotal

(5.12)

Os processos de tratamento de ar podem ser divididos em oito, sendo eles: aquecimento

sensível, resfriamento sensível, umidificação, desumidificação, aquecimento com

umidificação, resfriamento com desumidificação, desumidificação química, refrigeração

evaporativa. Além disso, deve-se levar em conta os processos de mistura adiabática, que podem

misturar correntes de ar, ou misturar ar com água líquida.

63

São avaliados aqui os balanços energéticos para os processos de

aquecimento/resfriamento sensíveis, refrigeração com desumidificação, aquecimento com

umidificação e mistura adiabática de correntes. Na Figura 5.1 é possível ver os processos

ilustrados na carta psicrométrica.

Figura 5.1 – Processos de Tratamento de Ar. Retirado de SITE

• Aquecimento/Resfriamento de Ar

Esses processos apresentam variação na temperatura de bulbo seco, sem mudança na

umidade, o ar seco ganha ou perde calor, sendo caracterizados por uma linha horizontal na carta

psicométrica, uma vez que a umidade se mantém constante. Esses processos ocorrem em

trocadores de calor [21]. O processo de aquecimento/resfriamento sensível é ilustrado na Figura

5.2. Para o aquecimento sensível o calor é adicionado ao sistema e para o resfriamento sensível

o calor é retirado do sistema.

64

Figura 5.2 – Processo de Aquecimento/Resfriamento Sensível

Considerando que o processo ocorre em regime permanente, a aplicação da conservação

de energia e de massa fornecem que:

marhe-marhs+Q=0

(5.13)

we = ws

(5.14)

onde tem-se que a taxa de calor transferido é representado por Q, podendo ser adicionado ou

retirado da corrente de ar. A massa ou vazão mássica indicada por m, para o vapor d’água e ar

seco. A entalpia específica da mistura é indicada por h, e w representa a umidade absoluta.

Finalmente, os índices e e s representam, respectivamente, os estados das propriedades na

entrada e na saída do volume de controle.

• Resfriamento com Desumidificação

O processo resulta em uma redução tanto da temperatura de bulbo seco, quanto da razão

de umidade. A redução da umidade ocorre quando a temperatura desce abaixo da temperatura

de ponto de orvalho, condensando o vapor d’água contido no ar, [19]. A Figura 5.3 ilustra o

processo.

65

Figura 5.3 – Processo de Resfriamento com Desumidificação

Realizando o balanço mássico e energético de um regime permanente, é dado por:

marhe = marhs + Q + ṁH2OhH2O

(5.15)

ṁarwe=ṁarws+ṁH2O

(5.16)

No entanto, o processo envolve tanto variação de temperatura e umidade, de forma que

o calor transferido tem parcela sensível e latente, podendo reescrever o calor como a soma dos

dois calores, representados por:

𝑄.

s=ṁarcp(Te-Ts)

(5.17)

𝑄.

l=ṁar(we-ws)hfg

(5.18)

o fluxo de massa é indica por ṁ, para o ar e para a água (H2O). O termo hH20 é a entalpia

específica da água no estado final. As temperaturas de bulbo seco inicial e final são indicadas

por Te e Ts. As razões de umidade indicadas por we e ws. O calor específico a pressão constante

do ar é indica por cp. E hfg é a entalpia específica de vaporização da água.

66

• Aquecimento com Umidificação

Esse processo resulta em um aumento da temperatura e da umidade absoluta do recinto

condicionado. Muito utilizado em países com inverno rigoroso e seco, permitindo alcançar a

temperatura de conforto adequada, [21]. O processo é representado na Figura 5.4. O balanço de

energia e da massa são representados por:

ṁarhe+ṁH2OhH2O+Q=ṁarhs

(5.19)

ṁarwe+ṁH2O=ṁarws

(5.20)

Figura 5.4 – Aquecimento com Umidificação

• Mistura Adiabática de Duas Corrente de Ar

É um processo, apresentado na Figura 5.5, é muito comum nos processos de

condicionamento de ar, dado que em muitos sistemas utilizam-se retorno de ar com mistura

com ar exterior. A mistura adiabática é um processo sem troca de calor de duas correntes de ar

úmido, gerando uma corrente final, onde pode-se ver seu balanço energético, mássico de ar e

de água, respectivamente em:

67

ṁaha+ṁbhb=ṁchc

(5.21)

ṁa+ṁb=ṁc

(5.22)

ṁawa+ṁbwb=ṁcwc

(5.23)

Figura 5.5 – Mistura Adiabática de Duas Correntes de Ar

• Mistura Adiabática de Ar Úmido com Injeção de Água

É um dos processos mais frequentemente utilizados para adicionar umidade a uma

corrente de ar, injetando-se vapor ou uma corrente de água a uma corrente de ar, [21]. O

processo pode ser ilustrado na Figura 5.6. E em regime permanente o balanço de massa e de

energia do processo adiabático é determinado por:

ṁarhe+ṁH2OhH2O=ṁarhs

(5.24)

ṁarwe+ṁH2O=ṁarws

(5.25)

68

Figura 5.6 – Mistura Adiabática de Ar Úmido com Injeção de Água

• Movimentação de Ar

Em todos os sistemas de ar condicionado é necessário realizar a movimentação de ar,

sendo requerido uma máquina de fluxo para realizar tal tarefa. As mais comumente utilizadas

são os ventiladores e os sopradores, [21]. A figura 5.7 apresenta o desenho esquemático do

funcionamento de um ventilador. E o balanço de massa e energético são apresentados por:

ṁarhe-ṁarhs-𝑊

.ventilador=0

(5.26)

we=ws

(5.27)

Figura 5.7 – Movimentação de Ar

69

5.2 – Processos de Transferência de Calor

O entendimento dos processos de transferência de calor é de extrema importância para

a humanidade, sendo utilizados amplamente em processos de engenharia, conforto, produção

de energia, processos químicos e biológicos. Existem três formas básicas de troca de calor entre

dois ou mais meios com temperaturas diferentes: condução, convecção e radiação. Para

refrigeração, entender esses conceitos e saber aplicá-los é importante para mensurar cargas

térmicas corretamente e otimizar os processos para se alcançar eficiência energética.

5.2.1 – Condução

Segundo Ozisik [27], a condução de calor é um processo de transferência de calor onde

a energia é transferida do corpo de maior temperatura para um corpo de menor temperatura por

meio de contato direto entre os corpos. A troca de calor é influenciada pelo material dos corpos,

a área de contato e a temperatura que estão os meios.

De forma simples, a quantidade de calor trocado entre um corpo sólido e um reservatório

de temperatura obedece a lei de Fourier, na forma diferencial é apresentada por:

Qcond

=-kAdT

dx

(5.28)

o fator k é a condutividade térmica do material, em W/m2K. A área de troca de calor é denotada

por A, em m2. O sinal negativo indica o sentido da troca térmica, sempre fluindo do corpo de

maior temperatura para o de menor. E a derivada dT/dx é a forma como a temperatura varia em

relação ao comprimento da parede de troca, essa sendo determinada empiricamente ou estimada

pelas equações do calor.

Para uma análise real da temperatura ao longo do corpo é necessário utilizar as

equações do calor tridimensionais para coordenadas cartesianas, cilíndricas e esféricas, mas

estas não serão utilizadas pois o foco de interesse é o calor total transferido.

Para coordenadas cartesianas, que será o ponto de interesse, a Equação (5.28) pode ser

reescrita como:

70

Qcond-cartesiana

=-kAΔT

L

(5.29)

INCROPERA et al [28] apresenta o conceito de circuito térmico, o qual faz uma

analogia com os circuitos elétricos, permitindo considerar a diferença de temperatura como um

diferencial de potencial, a taxa de calor transferido como a corrente elétrica e o que o termo

residual como uma resistência de condução. Arrumando a equação 5.29, pode-se definir a

resistência de condução como:

Rcond=L

kA

(5.30)

Esse conceito pode ser ampliado para uma composição de materiais, tal como uma

parede, analisado na forma de um circuito em série. Logo, a resistência total de uma parede ou

uma composição de materiais é dada por:

Rtotal= ∑Li

kiAi

n

i=1

(5.31)

Vale ressaltar que existem não apenas resistências de condução dos materiais do

conjunto, mas também do contato entre eles, no entanto essa análise não será realizada neste

trabalho devido a seu caráter de cálculo aproximado.

5.2.2 – Convecção

A convecção [28], é um processo de transferência de calor entre um fluído e um meio

sólido, onde o calor é transferido para o corpo de menor temperatura. O calor transferido é

função da área de troca de calor, da diferença de temperatura entre o fluído e o meio, do tipo de

escoamento, tipo de fluído, tipo de escoamento, velocidade de escoamento, rugosidade da

superfície sólida e forma geométrica.

Para calcular a quantidade de calor trocado utiliza-se a lei do resfriamento de Newton,

escrita como:

71

Q

conv=hA(Th-Tl)

(5.32)

onde A é a área de troca em m2, Th e Tl são as temperaturas alta e baixa, respectivamente,

medidas em K. E h é o coeficiente de transferência de calor, que contempla todas as informações

acerca do fluído, escoamento e material. Diversas correlações podem ser utilizadas para o

cálculo desse parâmetro, mas estas não serão utilizadas neste texto, os valores de h utilizados

serão os fornecidos por CREDER [35].

5.2.3 – Radiação

A radiação é um processo de transferência de calor que não necessita de um meio físico

para acontecer, ocorrendo mais eficientes em vácuo, [29]. Todo corpo emite radiação, que varia

com o tipo de corpo e com a temperatura dele. O máximo fluxo de radiação emitido por um

corpo é dado pela lei de Stefan-Boltzman, a qual pode ser escrita como [29]:

E=σTs

4

(5.33)

onde Ts é a temperatura em graus Kelvin da superfície do corpo e σ é a constante de Stefan-

Boltzman (σ = 5,67*10-8 W/m2K4). Essa lei é válida para corpos ideais com emissividade

máxima, também chamados de corpos negros. Para corpos não ideais, o fluxo térmico é escrito

alterando a lei de Stefan-Boltzman e introduzindo o conceito de emissividade (ϵ), que varia de

0 a 1, podendo ser entendido como uma “eficiência”. Assim, a Equação (5.33) pode ser reescrita

como:

E=ϵσTs

4

(5.34)

A radiação também pode incidir sobre um corpo, podendo vir das vizinhas ou de outra

fonte, como o Sol, [28]. Essa energia pode ser, absorvida, transmitida ou refletida. A energia

absorvida aumenta a energia interna do corpo, alterando sua temperatura e estado

termodinâmico. O fluxo absorvido por um material pode ser escrito por:

72

Gabs=αG=ασTs

4

(5.35)

onde G pode ser entendido como irradiação e α como absorvidade, que varia de 0 a 1, [29].

A taxa de calor transferido por um corpo com temperatura Ts e temperatura da

vizinhança a Tviz, pode ser determinada por:

Q

rad= A(ϵσTs

4- ασTs4)

(5.36)

onde A é a área superficial do corpo em m2, e as temperaturas medidas em K. E finalmente

para um corpo cinza, onde a emissividade e a absorvidade possuem o mesmo valor, tem-se a

taxa de calor transferido por radiação definida por:

Q

rad= Aϵσ(Ts

4-Ts4)

(5.37)

5.3 – Carga Térmica

Ao se projetar um sistema de refrigeração é importante conhecer a origem dos calores

inseridos ou gerados dentro do meio a se refrigerar. As cargas podem ser divididas em calores

latentes e calores sensíveis. O calor latente é relacionado à mudança de temperatura da

substância, tal que para sistemas de refrigeração é considerado a água, pois geralmente se deseja

adicionar ou remover umidade. Já o calor sensível é relacionado com a variação de temperatura.

Neste tópico são apresentadas as formas que um ambiente condicionado ganha calor, com foco

tanto para conforto térmico quanto para conservação de alimentos.

5.3.1 – Conforto Térmico

As formas de ganho de calor para conforto térmico, seguindo a metodologia de

CREDER [35], são divididas em oito. Sendo elas o ganho por condução, insolação (transmissão

73

em paredes opacas e por janelas), carga devido aos dutos, calor gerado por pessoas, calor gerado

por equipamentos, iluminação, a infiltração de ar e o insuflamento de ar. Algumas dessas

formas de ganho de calor contemplam tanto o calor latente quanto o calor sensível. O

conhecimento correto e discretizado dessas duas formas é importante para o cálculo da

temperatura de insuflamento de ar, sendo um importante fator para a determinação do ciclo

termodinâmico de refrigeração projetado ou utilizado.

• Carga de Condução – Calor Sensível

O calor ganho por condução é mensurado a partir da interação do ambiente exterior com

o interior por intermédio da barreira que os separa, geralmente uma parede. A quantidade de

calor passada para o interior é função do material da divisória, da área de contato, do velocidade

e condições do ar exterior e da diferença de temperatura.

O conceito de resistência térmica e a equação de Fourier são utilizados para mensurar a

carga térmica por condução que deve ser retirada pelo sistema de refrigeração, sendo a carga

térmica de condução calculada por:

𝑄.cond

=A∆T

Rtotal

(5.38)

a área de troca de calor é representada por A, ∆𝑇 representa a diferença de temperatura entre o

ambiente interno e externo e 𝑅𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 representa a resistência total de condução, que considera

todas as resistências térmicas dos materiais que compõe a parede e as resistências de convecção

do lado externo e interno.

• Carga de Insolação – Calor Sensível

A insolação é o efeito que a radiação solar causa nas construções. A quantidade de calor

absorvido por um corpo via radiação, segundo INCROPERA et al [29], é uma função da

absortividade e da emissividade do corpo e das temperatura do entorno e do corpo. Além disso,

toda superfície emite, recebe e armazena radiação em diversos níveis, sendo um processo

74

complexo que envolvem grandes matrizes. A insolação é dividida na metodologia de CREDER

[35] em duas partes, a transmissão em paredes opacas e transmissão em janelas.

• Transmissão em Paredes Opacas

Em paredes opacas, ou superfícies não translucidas, no entanto, a simplificação proposta

por CREDER [35] apresenta parâmetros e valores tabelados de aumento de temperatura para

materiais de diferentes cores e diferentes direções, tornando o processo de cálculo mais simples

e com menos variáveis. A Tabela 5.1 apresenta esses valores três diferentes tonalidades de cor:

escura, média e clara.

A equação da transmissão em paredes opacas complementa a equação da condução,

valendo para superfícies expostas a luz solar, sendo apresentada por:

𝑄.=A

Rtotal

(Text-Tint+∆T)

(5.39)

a área de troca de calor é representada por A, ∆𝑇 representa o acréscimo de temperatura, Text e

Tint representam as temperaturas externa e interna, respectivamente. E 𝑅𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙 representa a

resistência total de condução.

Tabela 5.1 – Acréscimo de Temperatura segundo [34] - ∆T em oC.

Superfície Cor Escura Cor Média Cor Clara

Telhado 25 16,6 8,3

Parede

Leste/Oeste 16,6 11,1 5,5

Parede Norte 8,3 5,5 2,7

Parede Sul 0 0 0

• Transmissão em Janelas

75

Seguindo um princípio semelhante [35], a transmissão em janelas apresenta coeficientes

de transmissão (fator solar), que variam com a hora, época do ano, direção da janela e

coeficiente de redução. O cálculo de transmissão é simples, mas por ser dependente de diversos

fatores pode variar bastante ao longo do ano, tornando o processo de dimensionamento um tanto

complicado devido a quantidade de informações, podendo ser calculada, de forma simplificada

por [35]:

𝑄.=ηAU

(5.40)

A representa a área da janela, η representa os coeficientes de redução e U os fatores

solares que podem ser encontrados em [35]. Os coeficientes de redução são apresentados na

Tabela 5.1. Deve-se observar que esses valores são para janelas em esquadria em madeira, para

janelas em esquadria metálica, multiplicar tudo por 1,15, resultando em:

𝑄.=1,15ηAU

(5.41)

Tabela 5.1 – Coeficiente de Redução segundo [34].

Aplicação Coeficiente de

Redução

Toldos/Persianas

Externas 0,15 - 0,2

Persianas

Internas

Refletoras 0,5 - 0,61

Cortinas

Internas Brancas 0,25 - 0,61

Este trabalho, no entanto, se limitará a calcular os valores das transmissões por janela

apenas para valores máximos encontrados, para facilidade de cálculo e superestimar a carga

térmica, não necessitando de coeficientes de segurança.

76

• Cargas de Dutos – Calor Sensível

Segundo CREDER [35], o ar ao realizar o seu percurso de retorno, antes de ser

reinserido no sistema perde calor para o ambiente externo, esse calor deve ser contabilizado e

dimensionado para seleção correta dos equipamentos ou projeto do ciclo. No entanto para se

calcular os dutos é necessário conhecer a carga térmica total, sendo necessário um cálculo

iterativo, com um critério de parada apropriado e determinado pelo projetista para encontrar a

solução. A carga térmica é calculada por:

𝑄.=AU(Text-Tint)

(5.42)

A representa a área do tubo exposta ao ambiente externo, podendo ser totalmente isolado

ou parcialmente. Text e Tint as temperaturas externa e interna do tubo e U o coeficiente global

de transmissão de calor, fornecido na Tabela 5.2. No entanto, esse coeficiente U pode ser

interpretado pelo inverso da resistência térmica total, podendo diminuir seu valor caso sejam

adicionados isolantes térmicos, diminuindo diretamente o ganho de carga térmica.

Tabela 5.2 – Coeficiente Global de Transmissão de Calor U para dutos [W/m2oC] segundo

[35].

Tipo de Duto Coeficiente

Global

Chapa Metálica (não isolada) 6,6816

Isolado com 1/2 polegada 2,1576

Isolada com 1 polegada 1,2412

Isolado com 1,5 polegada 0,8468

Isolado com 2 polegadas 0,6844

• Carga de Pessoas – Calor Sensível e Latente

É o calor gerado pelas pessoas dentro de um recinto, divido em sensível e latente, é

influenciado principalmente pela atividade física, biotipo, sexo e tipo de roupa utilizado.

Embora possa ser calculado, usualmente são utilizadas tabelas com taxas típicas para algumas

77

ocasiões, tal como apresentado em ABNT [5]. As cargas latente e sensível são calculadas,

respectivamente, por:

𝑄.

latente=ULnpessoas

(5.43)

𝑄.

sensível=USnpessoas

(5.44)

onde npessoas é o número de pessoas dentro do recinto, Ulatente e Usensível os valores tabelados para

a taxa indicada para o ambiente em questão.

• Carga de Equipamentos – Calor Sensível e Latente

O calor gerado por equipamentos segue o mesmo princípio do calor gerado por pessoas.

Podem ser obtidas em ABNT [5], as taxas típicas geradas pelos mais variados equipamentos.

ABNT [5], apresenta valores tabelados para diversos tipos de equipamentos, tais como

aparelhos de escritório, impressoras, motores elétricos, restaurantes, médicos e laboratório.

Determinados equipamentos geram tanto calor latente quanto calor sensível, tal que o calor

latente e o calor sensível gerados podem ser escritos, respectivamente, por:

𝑄.

latente=ULnequipamentos

(5.45)

𝑄.

sensível=USnequipamentos

(5.46)

onde nequipamentos é o número de equipamentos dentro do recinto, Ulatente e Usensível os valores

tabelados para a taxa indicada para o aparelho em questão.

• Carga de Iluminação – Calor Sensível

As cargas térmicas de iluminação são calculadas de acordo com:

78

𝑄.

iluminação=UA

(5.47)

onde o fator de dissipação U é encontrado em ABNT [5], sendo diferente para cada tipo de

ambiente, [34]. E a área A é a área iluminada em metros quadrados.

• Carga de Infiltração – Calor Sensível e Latente

As cargas devido a infiltração podem ser calculadas utilizando dois métodos distintos.

O primeiro sendo conhecido como o método de troca de ar é amplamente utilizando por

engenheiros, devido a sua simplicidade de cálculo, [21]. O segundo método é conhecido como

métodos das frestas, onde a velocidade do ar, fendas e diferença de pressão influenciam no

fluxo de ar que entra ou sai da edificação. Segundo [21], o método das frestas, embora mais

acurado, necessita de maiores informações acerca das condições do edifício, logo não será

utilizado nesse trabalho.

A vazão de ar calculada no método da troca de ar é calculada por [35]:

Q=VACH

(5.48)

onde ACH é o conhecido como o fator de trocas de ar por hora, V é o volume do recinto em m3.

Os valores de ACH e indicações de uso estão presentes na Tabela 5.3.

A carga térmica dividida em duas partes, sensível e latente é dada por:

𝑄.

sensível=0,3364 𝑄𝑖𝑛𝑓(Text-Tint)

(5.49)

𝑄.

latente=676,28𝑄𝑖𝑛𝑓γ(wext-wint)

(5.50)

onde Qinf é a vazão de ar que infiltra no sistema, e calculada pela Equação (5.48) em m3/h. Text

e Tint são respectivamente as temperaturas externa e interna. As umidades absolutas externa e

interna são denotadas por wext e wint, dadas em kg/kg. E γ é a massa específica do ar em kg/m3.

79

As Equações (5.49) e (5.50) são adaptadas de [35] a fim de fornecer os valores em W e não em

kcal/h, para isso as equações originais foram multiplicadas por 1,16.

Tabela 5.3 – Trocas de Ar por Hora nos Recintos segundo [35].

Janelas Existentes Trocas por

Hora

Nenhuma janela ou porta para o exterior 0,75

Janelas ou portas em 1 parede 1

Janelas Existentes

Trocas por

Hora

Janelas ou portas em 2 paredes 1,5

Janelas ou portas em 3 paredes 2

Lojas 2

• Carga devido à Ventilação – Calor Sensível e Latente

Segundo ABNT [5] e CREDER [35] é necessário prover quantidade adequada de ar para

renovação e de qualidade para os seres humanos que estão dentro do espaço condicionado. Esse

ar inserido ao ambiente tem tanto carga térmica sensível como latente para ser retirada no

aparelho de ar condicionado, sendo dimensionadas por [35]:

𝑄.

sensível=0,3364𝑄𝑣𝑒𝑛𝑡(Text-Tint)

(5.51)

𝑄.

latente=676,28𝑄𝑣𝑒𝑛𝑡γ(wext-wint)

(5.52)

as Equações (5.51) e (5.52) são idênticas as do ar infiltrado, também contendo a adaptação feita

para fornecer unidades do Sistema Internacional (S.I). No entanto a, vazão Qvent é encontrada

de acordo com a metodologia apresentada no cap.2 deste texto, para atender as necessidades

dos indivíduos dentro do espaço condicionado.

5.3.2 – Conservação de Alimentos

80

Um sistema de conservação de alimentos, além de considerar basicamente todas as

formas de carga térmica para um sistema de conforto, também levam em conta o produto

inserido na cama frigorífica ou congelador. Segundo DOSSAT [31], as cargas térmicas dos

produtos podem ser tanto sensíveis quanto latentes, uma vez que pode haver redução de

temperatura, para alimentos refrigerados e mudança de fase para congelamento de alimentos.

Existem três estados possíveis que um produto pode ser inserido em uma câmara para

conservar sua temperatura, [31]. Com a temperatura inferior à do ambiente, onde o corpo passa

a ser esquentado, cedendo calor. Com a temperatura superior à do ambiente, recebendo calor

das vizinhanças. E por fim entrando a mesma temperatura do ambiente, o que não gera um fluxo

de calor, nem para dentro do corpo, nem para fora.

Define-se então a quantidade de calor a ser adicionado ou retirado do ambiente para

manter o produto nas condições ideais de temperatura como não havendo troca de estado físico

como:

Q

produto=mc∆T

(5.53)

onde o índice m é a massa do produto em kg, c é o calor latente do corpo em J/kgK e ∆T é a

diferença das temperaturas de entrada do produto e da câmara.

No entanto, percebe-se que a unidade final não é de potência e sim de energia. Para isso,

segundo a metodologia proposta [31], faz-se necessário dividir a quantia calculada pelo tempo

de funcionamento da câmara, encontrando a potência necessária para o funcionamento

apresentado por: Onde ∆t é o tempo de funcionamento em segundos.

𝑄.produto

=mc∆T

∆t

(5.54)

onde ∆t é o tempo de funcionamento em segundos.

5.4 – Condições do Ar de Insuflamento

Nesta seção, serão apresentados os métodos para determinar as condições que o ar deve

ser insuflado em um sistema de caminho único, que também será definido.

81

5.4.1 – Condições Térmicas

O conceito mais simples de um sistema de ar condicionado central é denominado

sistema de caminho único, do inglês Single Path System. O qual a unidade pode ser instalada

remotamente, necessitando da utilização de um sistema de dutos, ou dispensando estes

equipamentos ao ser instalado diretamente. Esse sistema é descrito como uma única unidade de

condensação, provendo ar à uma única zona climatizada. Esses sistemas são utilizados em

pequenas áreas, tais como lojas de departamento, lojas únicas de shopping e salas de aulas para

escolas [21].

Esse sistema pode ser verificado na Figura 2.1 e será utilizado ao longo desse trabalho,

embora não seja perfeitamente adequado dada a escala da construção analisada. No entanto, ao

dividir o ambiente em várias partes menores é possível obter uma aproximação razoável e que

atenderá ao caráter investigativo e aproximado do trabalho.

Na Figura 5.8 é possível ainda verificar a discretização dos pontos, onde o índice 0

indica o ponto de coleta de ar exterior para renovação e atender a requisitos exigidos para

respiração humana e repor o ar perdido por frestas, portas e janelas, tem sua umidade e

temperatura determinadas pela localização geográfica.

O ponto 1 é o ponto após a mistura adiabática entre o ar de retorno e o ar de renovação.

O ponto 3 é o estado em que o ar, após ter retirado calor do ambiente, é retirado para posterior

recirculação e exaustão de parte do ar para eliminação de poluentes, contém as mesmas

condições de temperatura e umidade do ambiente condicionado. O ponto 2 é o que determina

as condições do ar insuflado no espaço condicionado, sendo influenciado pelos pontos

adjacentes, carga térmica sensível e total e o equipamento utilizado.

82

Figura 5.8 – Análise Psicrométrica dos Pontos em um Sistema de Caminho Único. Adaptado

de BRUM [52]

• Determinação da Condições Térmicas

Para se determinar as condições térmicas do ponto de insuflamento. MCQUISTON et

al [40], define que é necessário primeiramente marcar os pontos 0 e 3 no gráfico, pois estes são

os mais fáceis de adquirir. Posteriormente deve-se utilizar a razão de calor sensível e com isso

traçar uma linha paralela ligando o ponto 3 ao ponto 2, que pode estar localizado em qualquer

ponto dado que sua seleção varia conforme vários aspectos. Mas segundo CREDER [35], será

utilizado o valor de umidade relativa de 90% como um critério de seleção, visto que o ar que

sai da serpentina tem alta umidade relativa.

Traçando a linha paralela ao fator SHR, ligando o ponto 3 à linha de 90% de umidade

relativa encontra-se o ponto 2. Novamente uma linha nova é traçada entre o ponto 3 e 0. Após

isso, determina-se a vazão de insuflamento para resfriamento sensível e desumidificação, que

serão apresentadas na seção 5.4.2, e calcula-se as condições do ponto 1, que é um estado

resultante de uma mistura adiabática entre os estados 0 e 3.

83

5.4.2 – Vazão de Insuflamento

O cálculo da vazão de insuflamento usará a metodologia proposta por [21], onde é

necessário calcular as vazões tanto para resfriamento sensível quanto para desumidificação e

selecionar a maior vazão. A vazão de resfriamento pode ser calculada por:

Vsensível=𝑄.

𝑠𝑒𝑛𝑠í𝑣𝑒𝑙

1,23(Tconforto-Tinsuflamento)

(5.55)

onde a vazão é indicada por Vsensível. A temperatura do ambiente condicionado é escrita como

Tconforto e a temperatura do ar de insuflamento é escrita como Tinsuflamento. E o calor sensível

calculado na análise de carga térmica é representado por Qsensível. A Equação (5.55) deve

apresentar todas suas unidades respeitando o S.I.

A vazão para desumidificação, também com unidades em S.I, pode ser escrita segundo:

Vdesumidificação=𝑄.

latente

3010(wconforto-winsuflamento)

(5.56)

onde a vazão é indicada por Vdesumidificação. A umidade absoluta do ambiente condicionado é

escrita com wconforto e a umidade absoluta do ar de insuflamento é winsuflamento. E o calor latente

calculado na análise de carga térmica é representado por Qlatente.

5.5 – Softwares

Esta seção do trabalho apresenta de forma breve os softwares utilizados e desenvolvidos

para uso no presente trabalho. Ao todo foram utilizados quatro programas principais para

realização de cálculos e dimensionamento de equipamentos. Os softwares de seleção de

equipamentos não serão mencionados aqui por se tratar de catálogos, deixando as referências

para capítulos posteriores.

84

5.5.1 – COOLPACK

O COOLPACK é um software livre, desenvolvido pela Universidade Técnica da

Dinamarca, do dinamarquês Danmarks Tekniske Universitet. Tem a função gerar

completamente o gráfico do ciclo de refrigeração a partir de uma seleção de ciclos, tendo como

inputs principais as temperaturas de operação, pressão, refrigerante e carga térmica que deve

ser retirada do ambiente. Além disso fornece todas as propriedades termodinâmicas para

inúmeros refrigerantes em diversos estágios. Neste trabalho, devido aos ambientes

condicionados necessitarem de condições climáticas muito distintas, este software servirá como

base correta de informações para as propriedades termodinâmicas dos pontos no ciclo estudado.

5.5.2 – Folha de Cálculo de Carga Térmica

Esta folha de cálculo, de autoria própria, em Microsoft Excel foi desenvolvida com o

intuito de calcular as cargas térmicas necessárias para um ambiente climatizado. Levando em

consideração todas as cargas térmicas explicadas na seção 5.4. Vale ressaltar que o software

apresenta um gráfico anual com base nos dados fornecidos pelo Instituto Nacional de

Metereologia (INMET) [48], onde foram obtidas as condições climáticas entre 1960 e 1990,

para a temperatura e umidade relativa.

A partir de um plug-in para o software Excel, chamado Psychrometric Chart [53], foram

extraídas todas as umidades absolutas para todas as localidades do estado do Rio de Janeiro,

onde foram feitos os estudos. Esses dados foram inseridos no programa desenvolvido e utilizado

ao longo do processo de cálculo e dimensionamento.

5.5.3 – Folha de Cálculo de Ciclos de Refrigeração

Esta folha de cálculo, de autoria própria, em Microsoft Excel foi desenvolvida com o

intuito de realizar o cálculo dos pontos do ciclo de refrigeração a compressão mecânica de vapor

utilizado e consequentemente auxiliar na escolha dos equipamentos. Baseando-se em

praticamente toda teoria apresentada neste texto, apresenta o estado termodinâmico de todos os

85

pontos, apontando a temperatura, pressão, entalpia e entropia. Esses dados são calculados a

partir de um plug-in instalado, chamado CoolProp [54].

Os inputs principais do programa são as temperaturas exterior e interior ao ambiente e

a carga térmica a ser retirada no evaporador. Automaticamente o programa calcula os estados

termodinâmicos, vazões de refrigerante, quantidade de calor a ser retirado pelo condensador, o

coeficiente de desempenho do ciclo (COP) e trabalhos consumidos nos compressores.

5.5.4 – HeatCraft

O HeatCraft SR2015 é um software desenvolvido pela HeatCraft do Brasil [55] com a

finalidade de auxiliar no dimensionamento e seleção de equipamento para câmaras frigoríficas.

Entrando com diversos dados da construção, temperatura, tempo de uso, espécie de produto

inserido, quantidade de pessoas e equipamentos é possível rapidamente ter uma estimativa da

carga térmica gasta e ser possível realizar a escolha dos equipamentos. Este software será usado

no dimensionamento das câmaras frigorífica do restaurante da construção.

86

6 – CÁLCULOS DE PROJETO

6.1 – Cálculo de Cargas Térmicas

Para o cálculo das cargas térmicas, foi desenvolvido um programa em Microsoft Excel,

com mencionado no Cap. 5. O local de estudo é dividido em dois grandes blocos. No bloco 1

estão localizados um armazém de hortaliças, laboratórios de análise, salas de descanso,

recepção e outros ambientes. Já no bloco 2 encontram-se o hortifrúti, restaurante popular,

cozinha e dependências e um armazém de produtos.

Para facilitar o cálculo de carga térmica, os ambientes foram divididos em seis zonas:

hortifrúti, restaurante, depósito de alimentos, armazém, salas de descanso e salas de conforto

térmico. Adicionalmente foi realizada uma separação posterior, dividindo em cargas térmicas

de conforto e de armazenamento, para cálculo dos pontos e dimensionamento do ciclo de

refrigeração.

Os parâmetros de conforto utilizados foram temperatura de 24 oC e umidade relativa de

65%, conforme os parâmetros estabelecidos em [5]. Já para armazenagem de produtos,

estipulou-se a temperatura de 10 oC e umidade relativa em 90%, conforme definido no Cap.2.

Onde a umidade relativa estipulada está entre os valores indicados [19] e a temperatura

estipulada para não causar lesão por frio [18]. Os valores indicados para atender as necessidades

de ar dos seres humanos, a carga térmica gerada por pessoas, a carga de iluminação e a carga

dos equipamentos foram utilizados segundo ABNT [5].

6.1.1 – Hortifrúti

O bloco do hortifrúti, é mostrado na Figura 6.1. Para o cálculo de carga térmica, foram

consideradas a presença de 120 pessoas dentro do ambiente, sendo 100 clientes, 10 operadores

de caixa-registradora e 10 outros profissionais, entre estoquistas e auxiliares de serviços gerais,

cada um aportando cargas térmicas distintas [5].

Foi considerada a existência de 10 computadores, 10 monitores e 10 impressoras

pequenas nos equipamentos, além de 2 cafeteiras para degustação de produtos, 4 bebedouros

para atender as necessidades de água dos clientes. E foi considerado o uso de 5 refrigeradores

grandes para produtos diversos e 3 aquecedores de alimentos em prateleira.

87

No quesito de cálculos de condução foram utilizadas propriedades de material

fornecidos por [29], e uma parede de 15 cm, composta por reboco de gesso e tijolo comum. As

esquadrias das janelas eram de metal e com utilização de cortina branca para diminuição da

incidência de luz solar. Conforme os dados do INMET [48], as cargas térmicas foram feitas

para todos os meses do ano, considerando a temperatura máxima média entre 1961 e 1990.

Figura 6.1 – Bloco Hortifruti. Adaptado de SOUZA [1].

6.1.2 – Restaurante

Para o bloco do restaurante, foi considerada a presença de 135 pessoas no ambiente,

sendo 100 clientes, 3 operadores de caixa registradora, 5 garçons, 13 cozinheiros e auxiliares

de cozinha, 3 auxiliares de serviços gerais, 3 lavadores de pratos, 4 estoquistas, 1 gerente, 1

subgerente e 2 analistas de qualidade.

Além disso foram considerados diversos equipamentos que adicionam carga térmica ao

ambiente, sendo em sua maioria aparelhos utilizados no processo de cocção, refrigeradores para

88

bebidas e equipamentos de escritório. O mesmo tipo de parede do hortifrúti foi utilizado para

toda a construção. O bloco do restaurante pode ser visto na Figura 6.2. Vale ressaltar que o

depósito de alimentos não foi considerado nesta análise, pois foi feito separadamente, como

discutido na Subseção 6.1.3.

Figura 6.2 – Bloco do Restaurante. Adaptado de SOUZA [1].

6.1.3 – Depósito de Alimentos

Tendo como intuito abastecer o hortifrúti, o depósito de alimentos é consideravelmente

menor que o armazém de produtos, comportando uma quantidade reduzida de frutas e

hortaliças. Foram considerados diversos alimentos, e suas respectivas quantidades idealizadas

pelo autor, em virtude da ausência de referências sobre estoques de hortifrútis, a serem

resfriados no seu interior, como mostra a Tabela 6.1. Embora exista sazonalidade de produtos

ao longo do ano, esta não foi considerada a fim de simplificar a análise realizada. Foi

considerada a temperatura de entrada dos alimentos como 20oC.

89

Tabela 6.1 – Alimentos Resfriados no Depósito de Alimentos

Produto Quantidade (kg)

Alface 100

Aspargo 50

Couve 100

Espinafre 50

Tomate 100

Cebola 100

Brócolis 75

Salsa 100

Maçã 80

Banana 120

Melão 70

Limão 100

Manga 100

Laranja 150

Pêra 40

Abacaxi 60

Durante o funcionamento do estabelecimento, 4 pessoas trabalham dentro do depósito,

retirando ou adicionando alimentos. Não foram considerados equipamentos dentro dele.

Também se adicionou uma manta térmica para conferir menor entrada de calor no ambiente por

condução, utilizando 40cm de manta no interior do ambiente, nas paredes e no teto. O bloco do

depósito pode ser visto na Figura 6.3.

Figura 6.3 – Depósito Pequeno. Adaptado de SOUZA [1].

90

6.1.4 – Armazém

O armazém possui o intuito de armazenar produtos para posterior transporte e

abastecimento de outras localidades. A mesma metodologia foi utilizada para o cálculo das

cargas do depósito de alimentos, utilizando a mesma manta térmica com mesma espessura. A

mesma variedade de alimentos foi selecionada, no entanto com quantidades superiores como

mostra a Tabela 6.2. As quantidades de produtos foram determinadas adicionando um fator de

segurança bem conservativo de 25%, multiplicando área deste armazém pela quantidade de

produtos por área apresentado em [56]. A temperatura de entrada dos alimentos foi considerada

como 20oC, tal qual o depósito de alimentos.

Tabela 6.2 – Alimentos Resfriados no Armazém.

Produto Quantidade

(kg)

Alface 10000

Aspargo 5000

Couve 8000

Espinafre 8000

Tomate 10000

Cebola 10000

Brócolis 8000

Salsa 10000

Maçã 10000

Banana 10000

Melão 7500

Limão 10000

Manga 7500

Laranja 12000

Pêra 4000

Abacaxi 6000

91

O número de pessoas trabalhando dentro do recinto ficou estipulado em 14, sendo 4

operadores de empilhadeiras, 6 estoquistas e 4 outros trabalhadores diversos em atividade de

nível moderado. Os equipamentos utilizados no interior do armazém são 4 empilhadeiras. Na

Figura 6.4 é possível ver o bloco do armazém.

Figura 6.4 – Bloco do Armazém. Adaptado de SOUZA [1].

6.1.5 – Salas de Descanso

As salas de descanso compreendem tanto a salas dos caminhoneiros, a antecâmara e a

sala de controle. Foi considerada a presença de 6 pessoas nessa região, sendo 4 caminhoneiros

em repouso e 2 trabalhando na sala de controle. Além disso foi considerado o uso de 12

equipamentos, sendo 2 computadores, 2 monitores, 2 impressoras, 2 cafeteiras de escritório, 1

92

bebedouro refrigerado, 1 refrigerador pequeno e dois fornos micro-ondas. O bloco das salas de

descanso pode ser visto na Figura 6.5.

Figura 6.5 – Bloco Salas de Descanso. Adaptado de SOUZA [1].

6.1.6 – Salas de Conforto

As salas de conforto são uma variedade grande de ambientes como mostra a Figura 6.6.

Para o cálculo das cargas térmicas dessa seção, foi considerada a presença de 32 pessoas

atuando nos seus mais variados recintos. Sendo eles: 3 pessoas trabalhando na logística, 2 no

depósito, 8 pessoas utilizando a sala de reunião (em alguns períodos), 10 pessoas trabalhando

nos laboratórios, 2 pessoas em pesquisa de artigos, 2 em apoio, 2 auxiliares de serviços gerais

e 3 recepcionistas. Além disso foram utilizados diversos equipamentos, como apresentado na

Tabela 6.3.

Tabela 6.3 – Equipamentos Utilizados no Bloco Salas de Conforto.

Equipamentos Quantidade Equipamentos Quantidade

Computador 9 Centrífuga 3

Monitor 9 Microscópio 3

Impressora 7 Incubadora 3

Cafeteira 2 Osciloscópio 3

Autoclave 3 Ciclo Térmico 3

Bomba 2 Balança 3

Compressor 3

Batedeira

Orbital 3

Espectômetro 3

Biocultura 1

93

Figura 6.6 – Bloco Salas de Conforto. Adaptado de SOUZA [1].

6.1.7 – Carga Térmica Global

Finalmente após a separação em blocos menores para facilitar o cálculo e a visualização

das características de cada ambiente é calculado a carga térmica global dos dois blocos, tanto

para conforto como para armazenamento. Onde a carga térmica para conforto é apresentada

conforme a Tabela 6.4 e graficamente apresentada sua evolução ao longo de um ano na Figura

6.7.

94

Tabela 6.4 – Carga Térmica de Conforto Total em kW.

Cond Janelas Pessoas Infil Vent Equip Ilum Somatório

[kW]

Janeiro 54,89 7,33 40,96 160,90 73,00 112,16 46,11 495,35

Fevereiro 55,30 8,35 40,96 163,13 74,02 112,16 46,11 500,04

Março 52,01 8,72 40,96 150,05 67,86 112,16 46,11 477,86

Abril 46,05 8,48 40,96 116,64 52,45 112,16 46,11 422,86

Maio 39,18 7,98 40,96 89,57 39,89 112,16 46,11 375,84

Junho 33,29 7,87 40,96 64,43 28,30 112,16 46,11 333,12

Julho 32,31 7,98 40,96 54,23 23,81 112,16 46,11 317,55

Agosto 34,76 8,48 40,96 62,70 27,79 112,16 46,11 332,97

Setembro 34,27 8,72 40,96 67,92 29,93 112,16 46,11 340,06

Outubro 37,21 8,35 40,96 82,18 36,44 112,16 46,11 363,42

Novembro 44,08 7,33 40,96 104,78 47,11 112,16 46,11 402,54

Dezembro 49,97 8,52 40,96 133,00 60,01 112,16 46,11 450,74

Figura 6.7 – Progressão da Carga Térmica Total de Conforto ao Longo de um Ano.

A carga térmica total de armazenamento é apresentada pela Tabela 6.5 e sua progressão

ao longo de um ano é apresentada pela Figura 6.8.

0,00

100,00

200,00

300,00

400,00

500,00

600,00

Cargas Térmicas Conforto [kW]

95

Tabela 6.5 – Cargas Térmicas de Armazenamento Total em kW.

Cond Janela Pessoas Infil Venti Equip Ilum Prod

Somatório

[kW]

Janeiro 5,10 1,11 5,95 126,82 17,18 10,10 13,26 71,90 251,42

Fevereiro 5,11 1,46 5,95 127,70 17,30 10,10 13,26 71,90 252,78

Março 5,06 1,79 5,95 122,59 16,59 10,10 13,26 71,90 247,24

Abril 4,97 1,99 5,95 109,41 14,78 10,10 13,26 71,90 232,36

Maio 4,88 2,00 5,95 98,75 13,31 10,10 13,26 71,90 220,16

Junho 4,81 1,99 5,95 88,83 11,95 10,10 13,26 71,90 208,80

Julho 4,80 2,00 5,95 84,71 11,38 10,10 13,26 71,90 204,11

Agosto 4,83 1,99 5,95 88,03 11,84 10,10 13,26 71,90 207,90

Setembro 4,82 1,79 5,95 90,20 12,14 10,10 13,26 71,90 210,15

Outubro 4,86 1,46 5,95 95,85 12,92 10,10 13,26 71,90 216,30

Novembro 4,94 1,11 5,95 104,67 14,13 10,10 13,26 71,90 226,07

Dezembro 5,02 1,32 5,95 115,86 15,67 10,10 13,26 71,90 239,07

Figura 6.8 – Progressão da Carga Térmica Total de Armazenamento ao Longo de um Ano.

6.2 – Condições do Ar de Insuflamento

Para o cálculo das condições do ar de insuflamento, foram considerados dois pontos de

cargas térmica, um de inverno e outro de verão. Para o cálculo das condições do verão o mês

0,00

50,00

100,00

150,00

200,00

250,00

300,00

Cargas Térmicas Armazenamento [kW]

96

escolhido foi fevereiro, por apresentar maior carga térmica. E para o cálculo das condições de

inverno o mês escolhido foi julho, por apresentar a menor carga térmica dentre todas calculadas.

As cargas térmicas, sendo separadas em latentes e sensíveis, pode ser vista na Tabela

6.6, para quatro condições: armazenamento no verão, armazenamento no inverno, conforto no

verão e conforto no inverno.

Tabela 6.6 – Discretização das Cargas Térmicas.

Cargas Térmicas [W]

Verão Inverno

Armazenamento Latente 116627 69163

Sensível 136151 134944

Conforto Latente 239938 94270

Sensível 260102 223280

Utilizando a metodologia proposta nesse trabalho, utilizou-se o fator UR de 90% para o

ar de insuflamento para as quatro condições. Os índices SHR foram calculados e podem vistos

na Tabela 6.7. Posteriormente, foi utilizada a carta psicrométrica para determinação da condição

de insuflamento do ar, conforme a metodologia apresentada no Cap.5. A Tabela 6.8 apresenta

as temperaturas do ar de insuflamento.

Tabela 6.7 – SHR calculados.

SHR

Verão Inverno

Armazenamento

0,534 0,661

Conforto

0,520 0,703

97

Tabela 6.8 – Temperaturas de Ar de Insuflamento.

6.3 – Avaliação dos Ciclos Propostos

6.3.1 – Ciclo Proposto 1

Para avaliação do primeiro ciclo proposto, na Figura (4.5), foram necessárias realizar

algumas suposições para o funcionamento. Supôs-se que a razão entre o fluxo mássico de

refrigerante no ponto 8 e no ponto 1 era de 0.4 para cálculo das propriedades do ponto 1, uma

mistura adiabática do fluxo de 6 om 8. Adicionalmente a temperatura máxima atingida pelo

ciclo seria de 298,15K para manter o ciclo de CO2 na região subcrítica. Isso resultou em uma

temperatura de 290K no trocador de cascata para o R744. Para determinação das temperaturas

da amônia, determinou-se um ΔT de 10K tanto no trocador cascata quanto para o evaporador,

resultando em uma temperatura no trocador cascata de 280K e no condensador de 313K para o

verão e 308K para o inverno.

Os estados termodinâmicos para o ciclo 1 com funcionamento no verão podem ser vistos

na Tabela 6.7. Foram calculadas então as vazões mássicas de CO2 e NH3, bem como as

potências requeridas nos compressores, apresentadas na Tabela 6.8. O ciclo apresentou um

COP de 5,05 para as condições específicas, sem considerar nenhum tipo de perda de carga.

Para as condições de inverno, os estados termodinâmicos podem ser vistos na Tabela 6.11.

Apresentando um COP de 4,83. E as vazões mássicas e potência de compressores podem ser

vistas na Tabela 6.12.

Temperaturas do Ar de Insuflamento [oC]

Verão Inverno

Armazenamento

5 8

Conforto

11 16,5

98

Tabela 6.9 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 1 para Verão.

Ciclo de Dióxido de Carbono

Ponto P[kPa] T[K] h[kJ/kg] s[J/kgK] x

1 3954,2 276,00 425,34 1807,00 -

2 5322,3 298,00 435,18 1807,00 -

3 5322,3 290,00 245,74 1154,31 0,000

4 4597,8 284,00 245,74 1156,00 0,092

5 4597,8 284,00 421,95 1778,95 1,000

6 3954,2 275,00 421,95 1013,44 -

7 3954,2 278,00 245,74 1163,00 0,156

8 3954,2 278,00 427,60 1817,23 1,000

Ciclo de Amônia


1 553,8 280,15 1612,49 6003,26 1,000

2 1555,4 354,48 1758,36 6003,26 -

3 1555,4 313,15 533,79 5153,16 0,000

4 553,8 313,15 533,79 2190,00 0,243

Tabela 6.10 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 1 para Verão.

Amônia

Dióxido de Carbono

Ponto 8 Ponto 6 Total

Vazão Mássica

[kg/s] 0,74 1,39 2,84 4,23

Potência

Compressor

[kW] 107,42 41,57

99

Tabela 6.11 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 1 para Inverno.



1 4283,1 276 420,67 1807,00 -

2 5322,3 298 435,18 1807,00 -

3 5322,3 290 245,74 1153,31 0,000

4 5273,5 289,65 245,74 1154,00 0,003

5 5273,5 289,65 414,33 1737,02 1,00

6 4283,1 275 414,33 1010,76 -

7 4283,1 281,15 245,74 1169,00 0,136

8 4283,1 281,15 424,89 1797,74 1,000

Ciclo de Amônia


1 550,9 280,00 1612,35 6005,14 1,000

2 1350,8 343,53 1737,09 6005,14 -

3 1350,8 308,15 509,23 1554,70 0,000

4 550,9 308,15 509,23 2101,00 0,223

Tabela 6.12 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 1 para Inverno.

Amônia

Dióxido de Carbono


Vazão Mássica

[kg/s] 0,52 1,14 1,88 3,02

Potência

Compressor

[W] 63,95 43,87

100

6.3.2 – Ciclo Proposto 2

Para o funcionamento do segundo ciclo proposto, foram feitas duas suposições para

realização dos cálculos. Estipulou-se que a temperatura máxima atingida no ponto 6 seria de

298,15K, para manter o regime de funcionamento dentro do estado subcrítico, resultando em

uma temperatura de 292,98K no trocador cascata para o CO2. Além disso, também foi

determinada um diferencial de temperatura ΔT de 10K tanto no trocador cascata quanto para o

evaporador, para o NH3 resultando em uma temperatura no trocador cascata de 280K e no

condensador de 313K para o verão e 308K para o inverno.

Os estados termodinâmicos para o ciclo 2 com funcionamento no verão podem ser vistos na

Tabela 6.13. Foram calculadas então as vazões mássicas de CO2 e NH3, bem como as potências

requeridas nos compressores, apresentadas na Tabela 6.14. O ciclo apresentou um COP de 5,35

para as condições específicas, sem considerar nenhum tipo de perda de carga.

Para as condições de inverno, os estados termodinâmicos podem ser vistos na Tabela 6.15.

Apresentando um COP de 7.41. E as vazões mássicas e potência de compressores podem ser

vistas na Tabela 6.16.

101

Tabela 6.13 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 2 para Verão.



1 3954,2 278,00 427,60 1817,23 1,000

2 4597,8 288,00 432,85 1817,23 -

3 4597,8 284,00 421,95 1778,95 1,000

4 4597,8 284,00 421,95 1778,95 1,000

5 5587,1 298,00 428,53 1778,95 -

6 5587,1 292,08 252,30 1174,97 0,000

7 4597,8 284,00 252,30 1180,00 0,124

8 4597,8 284,00 421,95 1778,95 1,000

9 4597,8 284,00 252,30 1180,00 0,124

10 4597,8 284,00 228,07 1095,41 0,000

11 3954,2 278,00 228,07 1101,00 0,075

Ciclo de Amônia


1 553,8 280,15 1612,49 6003,26 1,000

2 1555,4 408,88 1758,36 6003,26 -

3 1555,4 313,15 533,79 1630,34 0,000

4 553,8 280,15 533,79 2191,00 0,244

Tabela 6.14 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 2 para Verão.

Amônia

Dióxido de Carbono


Vazão Mássica

[kg/s] 0,73 1,27 2,95 4,21

Potência

Compressor

[kW] 106,45 6,65 27,73

102

Tabela 6.15 – Propriedades Termodinâmicas Ciclo 2 para Inverno.



1 4283,1 281,15 424,89 1797,74 1,000

2 5273,5 296,62 432,85 1797,74 -

3 5273,5 289,65 414,33 1737,02 1,000

4 5273,5 289,65 414,33 1737,02 1,000

5 5933,7 298,00 418,04 1737,02 -

6 5933,7 294,65 261,12 1203,49 0,000

7 5273,5 289,65 261,12 1209,00 0,100

8 5273,5 289,65 414,33 1737,02 1,000

9 5273,5 289,65 261,12 1209,00 0,100

10 5273,5 289,65 244,54 1150,03 0,000

11 4283,1 281,15 244,54 1155,00 0,120

Ciclo de Amônia


1 647,6 284,65 1616,60 5947,95 1,000

2 1350,8 390,83 1717,64 5947,95 -

3 1350,8 308,15 509,23 1554,70 0,000

4 647,6 308,15 509,23 2092,00 0,212

Tabela 6.16 – Vazões Mássicas e Potência dos Compressores Ciclo 2 para Inverno.

Amônia

Dióxido de Carbono


Vazão Mássica

[kg/s] 0,49 1,13 2,07 3,20

Potência

Compressor

[kW] 49,51 9,01 11,90

103

6.3.3 – Avaliação Energética

A precificação de energia é baseada nos dados fornecidos pela ANEEL [57], com preço

da energia variando entre 2010 e 2020. Os dados obtidos são discretizado em cinco categorias

distintas que compõe o preço da energia. A coluna de preço total foi adicionada neste trabalho

para cálculo do custo de energia. Os dados são apresentados na Tabela 6.17.

Tabela 6.17 – Progressão do Preço da Energia. Adaptado de ANEEL [57].

Progressão do Preço da Energia [R$/MWh]

Ano Energia Perdas Transmissão Distribuição Encargos Total

2010 191,94 47,71 46,61 213,05 81,59 580,9

2011 182,95 44,51 43,55 202,04 82,06 555,11

2012 205,36 48,09 41,8 192,23 60,38 547,86

2013 197,49 43,62 14,77 154,56 26,52 436,96

2014 240,25 53,93 19,28 151,5 23,52 488,48

2015 258,89 56,95 21,4 152,3 108,99 598,53

2016 206,71 48,35 17,52 150,63 110,91 534,12

2017 224,69 53,08 45,19 155,27 79,05 557,28

2018 258,3 60,12 43,32 164,17 77,09 603

2019 251,15 59 39,12 162,84 62,18 574,29

2020 251,09 59 39,12 162,85 62,18 574,24

Os ciclos funcionam em média 20 horas por dia, a Tabela 6.18 apresenta os consumos

energéticos dos dois ciclos ao longo de 30 dias de operação, avaliando os meses de fevereiro

(verão) e de julho (inverno).

104

Tabela 6.18 – Consumos Energéticos dos Ciclos.

Consumo Energético

Mensal [MWh]

Verão Inverno

Ciclo 1 893,98 646,89

Ciclo 2 844,94 422,49

Devido ao consumo de energia do ciclo 2 ser o menor somente ele será calculado. Nas

Figuras 6.9 e 6.10 é possível ver o custo gasto com energia elétrica, para verão e inverno,

respectivamente. E utiliza os dados de consumo energético na Tabela 6.18. O custo ao longo

dos anos respeita a progressão do preço da energia. Para o inverno o consumo e gasto com

energia é a metade do gasto no verão.

Figura 6.9 – Custo Máximo da Energia no Verão.

105

Figura 6.10 – Custo Máximo da Energia no Inverno.

6.4 – Seleção do Ciclo de Refrigeração

O ciclo selecionado para atender as demandas de frio do hortifrúti fazenda será o ciclo 2, em

virtude de sua maior eficiência, com COP maior tanto no inverno quanto no verão e de seu

menor consumo nos compressores, acarretando um menor custo de operação.

Os ciclos 1 e 2 foram avaliados de maneiras similares, com temperaturas externas e de

evaporação iguais, bem como foi analisada a mesma quantidade de carga térmica retiradas pelos

evaporadores. Como diferenças, no entanto, é possível apontar a presença de um tanque de flash

e de um novo estágio de compressão no ciclo de dióxido de carbono.

Segundo THRELKELD [22] a utilização múltiplos estágios de compressão possibilita a

obtenção de diferenças de pressão muito altas, diminuindo o gasto de eletricidade nos

compressores. É possível constatar essa afirmação avaliando as Tabelas 6.10, etc onde tanto

para verão quanto para o inverno as potências de compressão no ciclo de R744 são mais

elevadas para o ciclo 1, que possui apenas um compressor.

Adicionalmente, o tanque de flash é um trocador de calor intermediário que utiliza o fenômeno

da evaporação flash. E aproveita os gases superaquecidos de um fluxo mássico para trocar calor

com uma vazão de menor qualidade térmica. Isso tem a finalidade de diminuir a quantidade a

106

potência necessária para a compressão, diminuindo o consumo energético e o custo com

energia. E consequentemente aumentar o rendimento total do ciclo.

Finalmente apesenta-se a Tabela 6.19 que apresenta os parâmetros mais relevantes calculados

para o ciclo 2, para as condições propostas para o inverno e o verão.

Tabela 6.19 – Parâmetros Relevantes do Ciclo 2.

Parâmetros do Ciclo 2 para Inverno e Verão

Grandezas Verão Inverno

Temperatura Evaporador de Baixa Pressão [oC] 5 8

Temperatura Evaporador de Alta Pressão [oC] 11 16,5

Vazão Total de Co2 [kg/s] 4,21 3,2

Vazão Total de NH3 [kg/s] 0,73 0,49

Potência Total de Compressão CO2 [kW] 34,37 20,9

Potência Total de Compressão NH3 [kW] 106,45 49,5

Temperatura Máxima CO2 [oC] 25 25

Grandezas Verão Inverno

Temperatura Máxima NH3 [oC] 135,6 117,4

Pressão Máxima CO2 [kPa] 5587 5273

Pressão Máxima NH3 [kPa] 1555 1350

6.5 – Dimensionamento de Câmaras Frigoríficas para Cozinha

O dimensionamento das câmaras frigoríficas será feito a partir do uso do software SR2015 [55].

São dimensionadas duas câmaras frigoríficas, uma para armazenamento de hortaliças e outra

para congelamento de carnes bovinas. São selecionadas duas câmaras frigoríficas de catálogo

com dimensões e capacidades iguais ou similares na Subseção 6.5.1.

Para a primeira câmara considerou-se 100kg de batata, 1 pessoa trabalhando no interior,

isolamento em poliuretano, uma área de 5 m2 e uma altura de 3 m. Além disso, a temperatura

107

do ambiente foi considerada em 4,5 oC e a temperatura de entrada dos produtos em 20 oC. Na

Figura 6.11 é possível ver os parâmetros de dimensionamento da câmara e a carga térmica em

BTU/h.

Figura 6.11 – Parâmetros de Dimensionamento da Câmara de Hortaliças.

Para a primeira câmara foram considerados 100kg de carne bovina, 1 pessoa trabalhando no

interior, isolamento em poliuretano, uma área de 5 m2 e uma altura de 3 m. Além disso, a

temperatura do ambiente foi considerada em -18 oC e a temperatura de entrada dos produtos em

-5 oC. Na Figura 6.12 é possível os parâmetros de dimensionamento da câmara e a carga térmica

em BTU/h.

108

Figura 6.12 – Parâmetros de Dimensionamento da Câmara de Congelados.

6.5.1 – Seleção das Câmaras Frigoríficas

Para atender a demanda de frio da câmara de hortaliças, foi selecionada a câmara

frigorífica da marca Gallant, modelo: Gallant 3R-DSP 2x3 Painéis Resfriado Standard sem Piso

Pain com condensador Danfoss 220V Mono. Pelas dimensões serem similares e a capacidade

de refrigeração dessa câmara ser de 9130 BTU/h o que embora seja menor que o calculado

consegue atender ao propósito, dado ao fator de segurança de 10% aplicado pelo programa da

Heatcraft.

Já para a segunda câmara selecionada para as carnes foi dimensionada a câmara

frigorífica da marca Gallant, modelo: Gallant 3C-ECP 2x3 Painéis Congelado Standard com

Piso Pain com condensador Elgin 220V Mono. As dimensões apresentadas são similares e a

capacidade de refrigeração é de 9130 BTU/h que também embora menor consegue atender ao

propósito, dado ao fator de segurança de 10% aplicado pelo programa da Heatcraft.

109

7 – CONCLUSÃO DO TRABALHO

7.1 – Veredito de Escolha e Resumo do Projeto

A análise de ciclos de refrigeração com fluídos refrigerantes naturais é de suma

importância para o desenvolvimento sustentável e redução do impacto no meio ambiente. Esse

trabalho se propôs a apresentar uma metodologia de cálculo para cargas térmicas, a proposição

de dois ciclos distintos aptos a atender as demandas de frio, dimensioná-los e compará-los para

encontrar a melhor alternativa.

Foram calculadas as cargas térmicas para a atender a demanda de frio ao longo de um

ano, utilizando dados de temperatura e umidade do INMET [48]. Foram determinados os

estados de máximo e mínimo consumo, no verão e no inverno.

Com isso calculou-se as condições do ar de insuflamento para atender as necessidades

de armazenamento e conforto, resultando em 4 condições distintas. Além disso foram propostos

dois ciclos de compressão mecânica de vapor para retirar a carga térmica dos locais. Os ciclos

propostos apresentaram particularidades distintas, mas ambos ciclos cascata NH3-CO2, onde o

ciclo de CO2 atuava em regime subcrítico.

As condições de operação dos ciclos foram calculadas, bem como parâmetros como:

vazão mássica de refrigerantes, potência de compressão e COP para cada configuração

proposta. Adicionalmente foram calculados os consumos energéticos para verão e inverno dos

ciclos e calculada a progressão de custo de energia elétrica para o ciclo 2.

O trabalho então chega a sua conclusão com o veredito de escolha para o ciclo 2,

apresentado na Figura (4.6). Por conta de sua maior eficiência energética, necessitar menor

potência de compressão e de seu custo inferior de operação por consumir menos energia

elétrica, conforme discutido na Subseção 6.4.

O ciclo 2 apresenta dois valores de COP distintos, sendo o maior obtido em julho

(inverno), com o valor de 7.41. E o menor, em fevereiro (verão), com valor de 5.35. Esses altos

valores se devem a alta eficiência consideradas para os equipamentos e não serem consideradas

perdas de pressão ou aquecimento nas linhas ao longo do processo. Para um processo não ideal

tais valores seriam inferiores aos calculados.

110

7.2 – Trabalhos Futuros

Como trabalhos futuros, propõe-se um estudo energético da construção inteira

utilizando softwares que usam o método de cálculo de carga térmica Método de Balanço de

Calor, do inglês Heat Balance Method, proposto pela ASHRAE [4]. Um software indicado é o

Energy Plus, que permite uma análise ao longo de todos os dias do ano, apontando os dias que

mais necessitam de carga térmica, proporcionando uma análise refinada e auxiliando no

processo de dimensionamento e escolha de equipamentos, evitando o superdimensionamento e

gastos excessivos.

A implementação de ciclos que utilizem fontes renováveis também é interessante em

virtude das vantagens econômicas que proporcionam a longo prazo e do menor impacto ao meio

ambiente que produzem. Além disso, uma análise de eficiência energética mais refinada é

desejável.

A seleção de equipamentos adequados para o ciclo é um ponto interessante que pode ser

feito, além da proposição de novas configurações para o ciclo proposto, como a utilização de

trocadores intermediários à água e configurar a quantidade de perda de carga nos ciclos e

aquecimento nas linhas para o cálculo de COP mais próximo da realidade.

Como trabalhos futuros, se faz necessário o dimensionamento do sistemas de dutos de

distribuição de ar, tanto para conforto, quanto para manutenção da qualidade dos alimentos. Os

dutos de ar são uma parte importante da análise na construção de um projeto de ar condicionado

central, além de adicionarem parcelas de carga térmica acrescentam uma boa quantidade de

energia consumida devido aos ventiladores e custam, segundo CREDER [35],

aproximadamente 25% do custo de aquisição de materiais. Além de serem agentes importantes

na troca de ar e na manutenção da qualidade do ar.

Outros trabalhos futuros envolvem o dimensionamento das linhas de refrigerantes,

viabilizando a obtenção do custo com refrigerante. Além disso, deve-se avaliar o custo com os

funcionários que irão operar o sistema de ar e a criação de um projeto de Planejamento

Manutenção Operação e Controle (PMOC), para boa operação do ciclo e aumento da sua

expectativa de vida.

111

8 – REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

[1] SOUZA, Hanna Danielle Brasil. Projeto de Conclusão de Curso – Fazenda Urbana. Brasil,

2017.

[2] ABAS, Naeem; KALAIR, Ali Raza; KHAN, Nasrullah; et al. Natural and Synthetic

refrigerants, global warming: A review, 2018.

[3] CICONKOV, Risto. Refrigerants: There is still no vision for sustainable solutions, 2009.

[4] ANSI/ASHRAE. Handbook of Fundamentals. Atlanta, Estados Unidos, 2009.

[5] ABNT. Instalações de Ar-Condicionado – Sistemas Centrais e Unitários, Brasil, 2008.

[6] CARSON, James K. Refrigeration: Theory and Applications. 1.Ed Editora BookBoon.com.

Estados Unidos, 2013.

[7] IIFFIR. A Brief History of Refrigeration, France.

[8] BRILEY, George C. A History of Refrigeration, A Supplement to ASHRAE Journal, 2004.

[9] FROTA, Anésia Barros; Schiffer, Sueli Ramos. Manual do Conforto Térmico. 5 Ed. Editora

Studio Nobel, São Paulo, Brasil, 2001.

[10] ANSI/ASHRAE. Standard 62.1 – Ventilation for Acceptable Indoor Air Quality. Atlanta,

Estados Unidos, 2013.

[11] DIAS, Ingrid da Silva. A História do Surgimento da Microbiologia: Fatos Marcantes.

Disponível em:

http://www.microbiologia.ufrj.br/portal/index.php/pt/destaques/novidades-sobre-a-

micro/384-a-historia-do-surgimento-da-microbiologia-fatos-marcantes Acesso em:

05/11/2019.

[12] SOUZA, Michelle Carvalho de; TEIXEIRA, Luciano José Quintão; ROCHA, Carolina

Tatagiba da; et al. Emprego do frio na conservação de alimentos. Centro Científico Conhecer,

Espírito Santo, Brasil, 2013.

http://www.microbiologia.ufrj.br/portal/index.php/pt/destaques/novidades-sobre-a-micro/384-a-historia-do-surgimento-da-microbiologia-fatos-marcantes

http://www.microbiologia.ufrj.br/portal/index.php/pt/destaques/novidades-sobre-a-micro/384-a-historia-do-surgimento-da-microbiologia-fatos-marcantes

112

[13] NETO, Josué Ferreira; FERREIRA, Marcos D; FILHO, Lincoln de C. Neves; et al.

Avaliação das Câmaras Frigoríficas Usadas para o Armazenamento de frutas e Hortaliças no

Entreposto Terminal de São Paulo. Eng.Agríc.,Jaboticabal,v.26,n.3,p.832-839, 2006.

[14] SILVA, Diogo Lôndero da. O uso da refrigeração na preservação de alimentos. 5a Escola

de Verão de Refrigeração, Santa Catarina, Brasil, 2019.

[15] FELLOWS, P.J. Tecnologia do Processamento de Alimentos: princípios e práticas. Editora

Artmed. São Paulo, Brasil, 2006.

[16] FDA – Food and Drug Administration, Four Easy New Year’s Resolutions to Be Food

Safe, Disponível em: https://www.fda.gov/food/buy-store-serve-safe-food/four-easy-new-

years-resolutions-be-food-safe Acessado em: 20/01/2020.

[17] BRASIL, Portaria CVS-6/99, Regulamento Técnico que estabelece os parâmetros e

critérios para o controle higiênico-sanitário em estabelecimentos de alimentos, 1999.

[18] AESBUC – Associação para a Escola Superior de Biotecnologia da Universidade Católica.

Boas Práticas para Conservação de Produtos Hortofrutícolas. 1Ed. Brasil, 2000.

[19] GAVA, Altanair J. Princípios de Tecnologia de Alimentos. 1Ed. Editora Nobel. São Paulo,

Brasil, 1977.

[20] ANSI/ASHRAE. Handbook of Applications. Atlanta, Estados Unidos, 2015

[21] Howell, Ronald L; Coad, Willian J; Jr, Harry J. Sauer. Principles of Heating Ventilating

and Air Conditioning. 6 Ed. Atlanta, Estados Unidos, 2009.

[22] BORGNAKKE, Claus; SONNTAG, Richard E. Fundamentos da Termodinâmica.

Tradução da 8 Ed. Editora Blucher. São Paulo, Brasil, 2013.

[23] THRELKELD, L. James; KUEHN, Thomas H; RAMSEY, James W. Thermal

Environmental Engineering. 3 Ed. Editora Prentice Hall Inc. Estados Unidos, 1998.

[24] ÇENGEL, Yunus A.; BOLES, Michael A. Fundamentos da Termodinâmica. Tradução da

7 Ed. Editora McGrawHill. Brasil, 2013.

[25] STOECKER, Wilbert F; JABARDO, José M Saiz, Refrigeração Industrial. 2.Ed Editora

Edgard Blucher LTDA. São Paulo, Brasil, 2002

https://www.fda.gov/food/buy-store-serve-safe-food/four-easy-new-years-resolutions-be-food-safe

https://www.fda.gov/food/buy-store-serve-safe-food/four-easy-new-years-resolutions-be-food-safe

113

[26] STOECKER, Wilbert F; JABARDO, José M Saiz. Refrigeração Industrial. 2.Ed Editora

Edgard Blucher LTDA. São Paulo, Brasil, 2002

[27] Cotta, Carolina Naveira Palma. Notas de Aula de Transferência de Calor. Rio de Janeiro,

Brasil, 2020.

[28] OZISIK, M. Necati. Heat Transfer, a Basic Approach. 1. Ed. Editora McGraw-Hill Book

Company. Carolina do Norte, EUA, 1985

[29] INCROPERA, Frank P; BERGMAN, Theodore L; LAVINE, Adrienne S; et al.

Fundamentos de Transferência de Calor e de Massa. Tradução da 7 Ed. Editora LTC. Rio de

Janeiro, Brasil, 2017.

[30] COSTA, Ênnio Cruz da, Refrigeração. 3. Ed. Editora Edgard Blucher LTDA. Rio Grande

do Sul, Brasil, 1982

[31] DOSSAT, Roy J. Princípios de Refrigeração. Tradução da 1 Ed. Editora Hemus. São Paulo,

Brasil, 1980.

[32] TLV. Vapor Flash. Disponível em: https://www.tlv.com/global/BR/steam-theory/flash-

steam.html Acessado em: 29/01/2020.

[33] MACINTYRE, Archibald Joseph, Bombas e Instalações de Bombeamento. 2.Ed Editora

LTC. Rio de Janeiro, Brasil, 1997

[34] FALCO, Reinaldo de; MATTOS, Edson Ezequil de. Bombas Industriais. 2 Ed. Editora

Interciência. Rio de Janeiro, Brasil, 1998.

[35] CREDER, Hélio. Instalações de Ar Condicionado. 6 Ed. Editora LTC. Rio de Janeiro,

Brasil, 2004.

[36] ASBRAV – Associação Sul Brasileira de Refrigeração, Ar Condicionado, Aquecimento e

Ventilação. Guia de Aquisição e Instalação de Condicionadores de Ar. Rio Grande do Sul,

Brasil, 2019.

[37] MMA – Ministério do Meio Ambiente. Ar Condicionado – Guia Prático de Água Gelada.

Brasília, Brasil, 2017.

[38] MMA – Ministério do Meio Ambiente. Volume I – Manual de Água Gelada. Brasília,

Brasil, 2017.

[39] OLIVEIRA, Marcio de; PAIVA, Vinicius Tineli. Projeto de Conclusão de Curso – Análise

de Desempenho das Câmaras Frigoríficas do RU-UFES. Espírito Santo, 2016.

https://www.tlv.com/global/BR/steam-theory/flash-steam.html

https://www.tlv.com/global/BR/steam-theory/flash-steam.html

114

[40] ANSI/ASHRAE, Standard 34-1997 “Designation and Safety Classification of

Refrigerants”. Atlanta, EUA, 1997

[41] MCQUISTON, Faye C; PARKER, Jerald D; SPITLER, Jeffrey D. Heating, Ventilating

and Air Conditioning – Analysis and Design. 5.Ed Editora John Wiley & Sons, Inc. Nova

Iorque, EUA, 2000.

[42] CALM, James M. The next generations of refrigerants – Historical review, considerations,

and outlook. International Journal of Refrigeration 31, 2008.

[43] MMA – Ministério do Meio Ambiente. Workshop – Fluidos Frigoríficos Alternativos para

Equipamentos de Refrigeração Comercial. Brasília, Brasil, 2019.

[44] BARBOSA, Luiz Felipe Chilicaua. Projeto de Conclusão de Curso – Projeto de um ciclo

de refrigeração cascata utilizando CO2 como fluido refrigerante para atender um supermercado.

[45] RAMOS, Roberto Grandelle. Projeto de Conclusão de Curso – Projeto de um sistema de

refrigeração e climatização em um supermercado utilizando CO2 como fluido refrigerante.

[46] CAREL, Tudo para as aplicações de retalho CO2. Disponível em:

https://www.carel.com.br/everything-for-co2-retail-applications

[47] SOUZA, Luís Manoel de Paiva. Tese de Doutorado - Avaliação experimental de um

sistema de refrigeração em cascata utilizando o dióxido de carbono como fluido refrigerante.

São Paulo, Brasil, 2016.

[48] INMET – Instituto Nacional de Meteorologia. Dados obtidos em:

http://www.inmet.gov.br/portal/index.php?r=clima/graficosClimaticos. Acesso em:

03/02/2020.

[49] LEE, Tzong-Shing; LIU, Cheng-Hao; CHEN, Tung-Wei. Thermodynamic Analysis of

optimal condensing temperature of cascade-condenser in CO2/NH3 cascade refrigeration

systems. International Journal of Refrigeration 29, 2006.

[50] ELLIOT, Matthew S; RASMUSSEN, Bryan P. Model-Based Predictive Control of a

Multi-Evaporator Vapor Compression Cooling Cycle. American Control Conference,

Washingtion, Estados Unidos, 2008.

[51] SILVA, Alessandro da. Semninário “Uso de Refrigerantes Naturais em Sistemas de

Refrigeração e Ar-condicionado”. São Paulo, Brasil, 2007.

https://www.carel.com.br/everything-for-co2-retail-applications

http://www.inmet.gov.br/portal/index.php?r=clima/graficosClimaticos

115

[52] BRUM, Nísio de Carvalho Lobo. Notas de Aula de Tecnologia do Calor – Análise

Psicrométrica para Sistemas de Condicionamento de Ar. Rio de Janeiro, Brasil, 2018.

[53] Psychrometric Chart. Disponível em: https://www.kw-engineering.com/psychrometrics/

Acessado em: 9/02/2020.

[54] COOLPROP. Disponível em: http://www.coolprop.org/ . Acessado em: 10/02/2020.

[55] Heatcraft do Brasil. Disponível em: https://www.heatcraftrpd.com/ . Acessado em

15/01/2020.

[56] GIMENEZ, Alex. Projeto de Conclusão de Curso – Projeto de um entreposto frigorífico

com análise da barreira de vapor, carga térmica e ciclo de refrigeração.

[57] ANEEL – Agência Nacional de Energia Elétrica. Dados tarifários entre 2010 e 2020.

Disponível em: http://www.aneel.gov.br/relatorio-evolucao-tarifas-residenciais Acessado em:

27/02/2020.

https://www.kw-engineering.com/psychrometrics/

http://www.coolprop.org/

https://www.heatcraftrpd.com/

http://www.aneel.gov.br/relatorio-evolucao-tarifas-residenciais

116

ANEXOS

ANEXO A – Planta Baixa do Térreo do Hortifrúti Fazenda

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ANEXO B – Carta Psicrométrica

projeto de refrigeraÇÃo em estabelecimento ...curso: engenharia mecânica um ciclo de...

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