PROJETO DE UM SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO E

CLIMATIZAÇÃO EM UM SUPERMERCADO UTILIZANDO

CO2 COMO REFRIGERANTE

ROBERTO GRANDELLE RAMOS

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: Nísio de Carvalho Lobo Brum

Rio de Janeiro

Agosto 2014

Ramos, Roberto Grandelle Projeto de um Sistema de Refrigeração e Climatização em um Supermercado Utilizando CO2 como Refrigerante/ Roberto Grandelle Ramos – Rio de Janeiro: UFRJ/ Escola Politécnica, 2014

X, 55 p.: il: 29,7 cm Orientador: Nísio de Carvalho Lobo Brum Projeto de Graduação – UFRJ/Escola Politécnica/Curso de Engenharia Mecânica, 2014 Referências Bibliográficas: p. 54-55 1. Refrigeração e climatização em supermercados. 2. CO2

como refrigerante. 3. COP de um ciclo de refrigeração. 4. Seleção de equipamentos de um ciclo de refrigeração. I. Brum, Nísio de Carvalho Lobo. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso de Engenharia Mecânica III. Projeto de um Sistema de Refrigeração e Climatização em um Supermercado Utilizando CO2 como Refrigerante.

i

AGRADECIMENTOS

À todos meus professores, especialmente meu orientador neste projeto, Nísio,

e os demais que tiveram disponibilidade para participar da banca.

Aos meus pais e meus irmãos.

Forte abraço: Carlinhos, Piérre, Pinguim, Chico, Bigode, Maradona, Alfredinho e

Gérson (RIP).

Obrigado pela força ao longo dos anos.

ii

RESUMO

Este projeto tem como objetivo demonstrar a viabilidade de se utilizar um

sistema de refrigeração e climatização em um supermercado com o uso do CO2 como

refrigerante. Os primeiros capítulos se tratam de uma análise mais global sobre o

tema, como por exemplo, a motivação para buscar uma mudança em prol do meio

ambiente. Porém ao mesmo tempo tento esclarecer que recentes estudos indicam que

esta mudança por diversas vezes é benéfica do ponto de vista econômico também. Os

demais capítulos são mais específicos, a ideia é usar dados compatíveis com um

supermercado de médio porte no estado do Rio Janeiro, estimar sua carga térmica,

definir um ciclo de refrigeração de compressão a vapor e selecionar os equipamentos

corretos para sua operação.

iii

ABSTRACT

This project aims to demonstrate the feasibility of using a cooling and air conditioning

system in a supermarket with the use of CO2 as a refrigerant. The first chapters treat a

broader view on the subject, such as the motivation to seek a change in favor of the

environment. But I also try to explain that recent studies indicate that this change

several times is beneficial from an economic view as well. The remaining chapters are

more specific, the idea is to use data compatible with a medium sized supermarket in

the state of Rio Janeiro, estimate its thermal load, set a vapor-compression

refrigeration cycle and select the correct equipment for its operation.

iv

Sumário

1 – INTRODUÇÃO .......................................................................................................................... 1

2 – AQUECIMENTO GLOBAL ......................................................................................................... 2

2.1 Camada de ozônio, CFC e HCFC .......................................................................................... 2

2.2 Efeito estufa, CO2 e HFC ..................................................................................................... 4

3 - CO2 COMO REFRIGERANTE ...................................................................................................... 5

3.1 História de uso do CO2 ........................................................................................................ 5

3.2 Vantagens do CO2 ............................................................................................................... 5

3.3 Fases do CO2........................................................................................................................ 8

3.4 Ciclo Transcrítico ............................................................................................................... 11

3.5 Ciclo Subcrítico.................................................................................................................. 12

3.6 Segurança .......................................................................................................................... 13

4 – ESTIMATIVA DA CARGA TÉRMICA ........................................................................................ 15

4.1 Dados do Supermercado .................................................................................................. 15

4.2 Carga Térmica na Seção de Baixa Temperatura .............................................................. 16

4.2.1 Câmaras de congelados ............................................................................................. 16

4.2.2 Ilhas de congelados ................................................................................................... 18

4.2.3 Total ........................................................................................................................... 18

4.3 Carga Térmica na Seção de Média Temperatura............................................................. 19

4.3.1 Câmaras de Resfriados .............................................................................................. 19

4.3.2 Expositores ................................................................................................................ 20

4.3.3 Total ........................................................................................................................... 20

4.4 Carga Térmica na Seção de Alta Temperatura ................................................................ 20

4.4.1 Transmissão de calor ................................................................................................. 21

4.4.2 Ocupação ................................................................................................................... 21

4.4.3 Infiltração ................................................................................................................... 22

4.4.4 Iluminação ................................................................................................................. 22

4.4.5 Créditos ...................................................................................................................... 23

4.4.6 RSHF ........................................................................................................................... 24

4.4.7 Vazões mássicas......................................................................................................... 26

4.4.8 Estado do MA............................................................................................................. 28

v

4.4.9 Total ........................................................................................................................... 29

5 – DEFINIÇÃO DO CICLO ............................................................................................................ 30

5.1 CICLO 1 .............................................................................................................................. 31

5.1.1 R744 no ciclo 1 ........................................................................................................... 32

5.1.2 R134a no ciclo 1 ......................................................................................................... 34

5.1.3 COP do ciclo 1 ............................................................................................................ 36

5.2 CICLO 2 .............................................................................................................................. 37

5.2.1 R744 no ciclo 2 ........................................................................................................... 37

5.2.2 R134a no ciclo 2 ......................................................................................................... 39

5.2.3 COP do ciclo 2 ............................................................................................................ 41

5.3 Definição do Ciclo ............................................................................................................. 41

6 – SELEÇÃO DOS EQUIPAMENTOS ............................................................................................ 42

6.1 Evaporadores .................................................................................................................... 42

6.1.1 R134a ......................................................................................................................... 42

6.1.2 R744 ........................................................................................................................... 44

6.2 Válvulas de Expansão ....................................................................................................... 45

6.2.1 R134a ......................................................................................................................... 45

6.2.2R744 ............................................................................................................................ 46

6.3 Trocador de Calor ............................................................................................................. 48

6.4 Condensador ..................................................................................................................... 50

6.5 Compressores ................................................................................................................... 50

6.5.1 R134a ......................................................................................................................... 50

6.5.2 R744 ........................................................................................................................... 52

7 – CONCLUSÃO .......................................................................................................................... 53

8 – REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ............................................................................................ 54

vi

ÍNDICE DE FIGURAS

FIGURA 2.1 - CICLO DE CHAPMAN ........................................................................................ 3

FIGURA 3.1 - - TENSÃO SUPERFICIAL DO R744 COMPARADA À OUTROS REFRIGERANTES

(LADEIRA, FILHO, 2005) ................................................................................................ 8

FIGURA 3.2 - DIAGRAMA DE FASE DO CO2 (SILVA, 2009) ....................................................... 9

FIGURA 3.3 - DENSIDADE DO CO2 EM RELAÇÃO A SUA TEMPERATURA (SILVA, 2009) .......... 10

FIGURA 3.4 - DIAGRAMA DE FASE E LOG P-H (SILVA, 2009) ................................................. 10

FIGURA 3.5 - CICLO DE REFRIGERAÇÃO TRANSCRÍTICO DO CO2 (COOLPACK 1.46, 2001) ....... 11

FIGURA 3.6 - VARIAÇÃO DA CAPACIDADE TÉRMICA EM UM PROCESSO ISOBÁRICO (LADEIRA,

FILHO, 2005) .............................................................................................................. 12

FIGURA 3.7 - CICLO SUBCRÍTICO (COOLPACK 1.46, 2001) ..................................................... 13

FIGURA 4.1 - DIAGRAMA DAS CARGAS DO SUPERMERCADO ............................................... 16

FIGURA 4.2 - PONTOS DA NA CARTA PSICROMÉTRICA (CARRIER HDPSYCHART, 2011) .......... 25

FIGURA 4.3 - DIAGRAMA DAS VAZÕES MÁSSICAS ............................................................... 27

FIGURA 5.1 - DIAGRAMA DO CICLO 1 .................................................................................. 32

FIGURA 5.2 - DIAGRAMA LOG P X H DO CO2 NO CICLO1 (COOLPACK 1.46, 2001) ................. 33

FIGURA 5.3 - DIAGRAMA LOG P X H DO R134A NO CICLO 1 (COOLPACK 1.46, 2001) ............. 35

FIGURA 5.4 - DIAGRAMA DO CICLO 2 .................................................................................. 37

FIGURA 5.5 - DIAGRAMA LOG P X H DO R744 NO CICLO 2 (COOLPACK 1.46, 2001) ............... 38

FIGURA 5.6 - DIAGRAMA LOG P X H DO R134A NO CICLO 2 (COOLPACK 1.46, 2001) ............. 40

FIGURA 6.1 - DIFERENÇAS DE TEMPERATURA EM UM EVAPORADOR .................................. 43

FIGURA 6.2 - VÁLVULAS SELECIONADAS PELO APLICATIVO EXV SELECTOR DA CAREL ........... 48

FIGURA 6.3 - IMAGEM DO SOFTWARE SSP G7 (2014) DO FORNECEDOR SWEP ..................... 49

FIGURA 6.4 - COMPRESSOR R134A SELECIONADO COM O SOFTWARE DA BITZER 6.4 ........... 51

FIGURA 6.5 - COMPRESSOR R134A SELECIONADO COM O SOFTWARE DA BITZER 6.4 ........... 52

FIGURA 6.6 - COMPRESSOR R744 SELECIONADO COM O SOFTWARE DA BITZER 6.4 ............. 52

vii

ÍNDICE DE TABELAS

TABELA 3.1 - PROPRIEDADES DE DIFERENTES REFRIGERANTES (ASHRAE, 2010) ..................... 5

TABELA 4.1 - CARGAS TÉRMICAS EM UMA CÂMARA DE CONGELADOS ................................ 18

TABELA 4.2 - CARGAS TÉRMICAS EM UMA CÂMARA DE RESFRIADOS .................................. 19

TABELA 4.3 - CARGAS PARA CALCULAR O RSHF ................................................................... 24

TABELA 4.4 - FATORES DE CÁLCULO PARA VAZÃO DE AR EXTERNO (ABNT NBR 16401-2, 2008)

.................................................................................................................................. 28

TABELA 4.5 - ESTADO E VAZÃO MÁSSICA DOS PONTOS DA CARTA PSICROMÉTRICA ............ 29

TABELA 5.1 - ESTADOS DO R744 NO CICLO 1 ....................................................................... 33

TABELA 5.2 - ESTADOS DO R134A NO CICLO 1 ..................................................................... 35

TABELA 5.3 - VALORES DOS ESTADOS DO R744 NO CICLO 2 ................................................. 38

TABELA 5.4 - VALORES DOS ESTADOS DO R134A NO CICLO 2 .............................................. 39

TABELA 6.1 - CATÁLOGO COMERCIAL DA MIPAL (2013)....................................................... 42

TABELA 6.2 - CATÁLOGO COMERCIAL DA MIPAL (2013)....................................................... 44

TABELA 6.3 - GUIA DE SELEÇÃO DA CAREL .......................................................................... 45

TABELA 6.4 - GUIA DE SELEÇÃO DA CAREL .......................................................................... 46

TABELA 6.5 - GUIA DE SELEÇÃO DA CAREL .......................................................................... 46

TABELA 6.6 - CATÁLOGO COMERCIAL DA MIPAL (2013)....................................................... 50

1

1 – INTRODUÇÃO

A invenção do sistema de refrigeração por compressão a vapor permitiu ao ser

humano a possibilidade de guardar e distribuir alimentos e de tornar o seu de

ambiente mais confortável para suas atividades.

Porém a busca por aumentar a eficiência dos sistemas de refrigeração acabou

causando um grande impacto no meio ambiente. A ignorância sobre o tema pode ser

uma boa desculpa para justificar a atividade naquela época, mas já não é mais. Já é de

conhecimento comum o mal causado à natureza por certos refrigerantes e com o

passar do tempo as evidências que provam o aquecimento global vão se acumulando,

tornando ainda mais urgente um substituto para estes refrigerantes.

A utilização de CO2 para refrigeração e condicionamento de ar em

supermercados na Europa tem sido um movimento de vanguarda a favor desta

substituição, que cada dia mais também se populariza no Brasil, quando passa a

demostrar que além de tornar o sistema mais amigável para o meio ambiente também

pode o tornar mais eficiente e econômico.

Neste projeto consideramos um supermercado fictício de médio porte

localizado no Rio de Janeiro estimamos sua carga térmica e analisamos a possibilidade

de dois ciclos que utilizam CO2 como refrigerante, após calcular qual o mais eficiente

destes dois ciclos, utilizamos catálogos e softwares de fornecedores para selecionar

equipamentos compatíveis para o sistema.

2

2 – AQUECIMENTO GLOBAL

Segundo COWTAN, WAY (2013) o aquecimento da superfície global teve a

tendência de um aumento de 0,11 °C por década desde 1997. Também deve ser

considerado que apenas 3% do calor gerado pelo aquecimento global é absorvido pela

sua superfície terrestre, sendo em sua maior parte absorvido pelos oceanos

(NUCCITELLI et al., 2013). Neste capítulo serão mostradas algumas causas

antropomórficas para este fenômeno.

2.1 Camada de ozônio, CFC e HCFC

A camada de ozônio ou a ozonosfera é uma camada localizada na estratosfera

que é caracterizada por ser onde ocorrem a formação e destruição do ozônio por

causas naturais. Acima da estratosfera por ser um local que sofre muita radiação da luz

solar o oxigênio na sua forma diatômica (O2) sofre uma fotólise devido a um

comprimento específico de radiação (UV-C) e se desassocia para sua forma atômica

(O). Abaixo da estratosfera pela radiação ser menor o oxigênio se encontra em sua

forma diatômica, então na camada intermediária que é a camada de ozônio existe esse

choque do oxigênio diatômico e o atômico formando assim o ozônio O3. Acontece que

o ozônio também sofre fotólise com uma radiação em um comprimento de onda

diferente (UV-B) e também se desassocia, formando assim um equilíbrio dinâmico na

ozonosfera (HARVEY, SWEENEY, 1999). Este equilíbrio foi descoberto em 1930 por

Sydney Chapman. O ciclo que ilustra esse equilíbrio recebeu o seu nome e é mostrado

na Figura 2.1.

3

Figura 2.1 - Ciclo de Chapman

Sendo assim, fica claro entender que a camada acima da estratosfera filtra o

tipo de radiação UV-C assim como a camada de ozônio filtra a radiação UV-B, sendo

ambas muito maléficas para a saúde humana e de seres vivos no geral.

Os CFCs e os HCFCs são compostos que contém cloro e estes compostos

quando chegam à estratosfera sofrem fotólise se desassociando e liberando cloro em

sua forma atômica (Cl), este cloro funciona como um catalisador para a destruição do

ozônio (MOLINA, ROWLAND, 1974). Isso é mostrado nas equações químicas abaixo.

Como podemos observar pelas duas equações o cloro não só destrói o ozônio

como se associando com um oxigênio em sua forma atômica o impede de ser formado.

Ao contrário dos CFCs, os HCFCs são compostos feitos para ser mais instáveis e assim

ter menos chances de chegar até a estratosfera para sofrer a fotólise. Porém, como

também podemos observar pelas equações, o cloro que desassocia o ozônio é depois

liberado quando é formado o oxigênio. Sendo assim, ele não é consumido nestas

equações, um átomo de cloro tem potencial para destruir milhares de ozônio. Por isso,

mesmo os poucos átomos de cloro que serão liberados pelos HCFCs já serão o

suficiente para prejudicar consideravelmente a camada de ozônio.

4

2.2 Efeito estufa, CO2 e HFC

A temperatura média na superfície lunar é -19 °C enquanto aqui na Terra a

temperatura média na superfície no século 20 foi 12,9 °C, segundo o relatório de

novembro de 2013 do NCDC (National Climate Data Center). Considerando que a Terra

e a Lua recebem a mesma quantidade de radiação solar a explicação para esta

diferença é a presença de uma atmosfera em nosso planeta. O nome dado a esse

aquecimento na Terra é efeito estufa, que é essencial para manter o planeta em uma

temperatura onde é possível se ter água em seu estado líquido, dando suporte a todo

tipo de vida.

O Sol irradia energia equivalente a um corpo negro a uma temperatura

aproximada de 6000 K, sendo assim a maior parte na parte visível do espectro

(comprimento de onda entre 0,4 e 0,7 μm) enquanto a Terra sendo muito mais fria vai

irradiar energia equivalente a um corpo negro a uma temperatura aproximada de 15

°C em comprimentos de onda muito maiores, na faixa infravermelha, entre 4 a 100 μm

(HALMANN, STEINBERG, 1998).

O efeito estufa ocorre porque a maioria dos gases diatômicos com diferentes

átomos (como o CO) e a totalidade dos gases com três ou mais átomos são capazes de

absorver e emitir radiação infravermelha. E ao emitir de forma aleatória, parte desta

radiação volta a Terra enquanto parte é emitida para o espaço. Alguns dos chamados

gases de efeito estufa são: vapor d’agua (H2O), dióxido de carbono (CO2), ozônio (O3),

metano (CH4) e hidrofluorcarboneto (HFC).

A grande preocupação na questão do aquecimento global em relação ao efeito

estufa é o aumento de CO2 despejado na atmosfera por queima de combustíveis

fósseis. Neste projeto é proposta a substituição de parte da carga de refrigerantes

danosos à natureza pela CO2, de forma a reciclar este gás que é subproduto de

diversas atividades industriais.

5

3 - CO2 COMO REFRIGERANTE

3.1 História de uso do CO2

O dióxido de carbono, também conhecido como R744, foi um dos primeiros

gases a ser usado como refrigerante, tendo sido proposto para este fim em 1850 por

Alexander Twining. Nas décadas de 20 e 30 teve o seu pico de utilização, sendo

principalmente escolhido para embarcações enquanto a amônia era mais comumente

utilizada em estações estacionárias. O dióxido de carbono ficou em evidência até a

década de 40 com o surgimento dos CFCs e mais tarde dos HCFCs. Mas desde a

década de 90 o dióxido de carbono está reaparecendo no mercado como refrigerante,

depois de décadas de preferência pelo hidrofluorcarbonetos, como a solução para

crescentes preocupações com o meio ambiente, já que o CO2 é um refrigerante natural

(PADALKAR, KADAM, 2010).

3.2 Vantagens do CO2

Além de o CO2 ter um Fator de Aquecimento Global (GWP) menor que os

hidrofluorcarbonetos o dióxido de carbono é um subproduto de diversas atividades

industriais e ao invés de ser lançado na atmosfera pode ser contido dentro de sistemas

de refrigeração. Segundo um relatório da AREA (Air conditioning and Refrigeration

European Association) em 2011 o GWP do R744 chega a ser quase quatro mil vezes

menor que o GWP do R404. O seu Potencial de Destruição da Camada de Ozônio (ODP)

é zero, além disso, o CO2 não é tóxico e nem inflamável. A Tabela 3.1 mostra esses

dados para alguns refrigerantes e confirma a tendência de crescimento de utilização

dos refrigerantes naturais.

Tabela 3.1 - Propriedades de diferentes refrigerantes (AREA, 2011)

Refrigerantes Naturais HFC HCFC

CO2 NH3 C4H10 R404A R410A R22

Potencial de Destruição da

Camada de Ozônio (ODP) 0 0 0 0 0 0,05

Fator de Aquecimento Global 1 0 3 3922 2088 1810

6

(GWP)

Inflamabilidade Não Fraca Forte Não Não Não

Toxicidade Não Tóxico Não Não Não Não

Durante os anos em que não foi amplamente utilizado, o dióxido de carbono foi

desconsiderado por muitos que acreditavam que o CO2 exigia pressões muito altas

para ser um refrigerante praticável. Hoje já se conhecem métodos que em condição

subcrítica tanto na sucção como na descarga as pressões são similares a outros

refrigerantes tradicionais como o R410a. O que não acontece na linha de descarga de

um sistema atuando com CO2 no ciclo transcrítico, que terá uma pressão

consideravelmente maior que os refrigerantes convencionais, por isso o separador de

óleo, o trocador de calor e a tubulação devem ser projetados para suportar esta

pressão. Este é um dos motivos que na maior parte das instalações com R744 o

refrigerante se encontra em fase subcrítica. Para se ter uma noção, no Brasil até abril

de 2013, 40 instalações com CO2 já estavam operando e apenas uma era na fase

transcrítica, todo o restante atuando em fase subcrítica sendo a maioria utilizada em

supermercados (SILVA, EUZEBIO, 2013).

Apenas considerando suas características ecológicas, o CO2 já seria um forte

candidato para futuras instalações de refrigeração considerando as novas regulações

sobre o tema, por exemplo, para o CO2 não existe nenhuma obrigatoriedade de

recolhimento e reciclagem como acontece com os refrigerantes sintéticos. Mas além

das vantagens para o meio ambiente, o R744 também apresenta outras para seus

usuários. E uma delas é a eficiência energética, segundo o estudo realizado por SILVA,

EUZEBIO (2013) o consumo de energia elétrica em sistemas de CO2 subcrítico pode ser

22,3% menor que em sistema com R404A e 13,75% menor que um sistema com R22. E

outras pesquisas feitas, principalmente na Europa, suportam este resultado.

Uma característica do CO2 que resulta em uma grande vantagem para ser

usado como refrigerante é sua densidade do vapor que é mais elevada que a dos

refrigerantes sintéticos, isso permite que uma grande quantidade de vapor

refrigerante entre na linha de sucção do compressor ocupando menos espaço. Sendo

7

assim, a tubulação e os componentes de um sistema com CO2 são menores e o

compressor é mais compacto. Essa característica permite que dióxido de carbono

tenha uma capacidade volumétrica de refrigeração alta. A capacidade volumétrica de

refrigeração expressa o efeito de refrigeração conseguido com 1 m3 aspirado pelo

compressor.

O dióxido de carbono é um gás com baixo custo de aquisição, sendo disponível

na atmosfera e obtido como subproduto de uma grande variedade de processos. Em

grande parte dos casos, para ser comercializado, o CO2 necessita ser separado dos

outros gases, purificado, comprimido e liquefeito. Isto pode trazer um faturamento

extra para indústrias de alguns setores, como por exemplo, a indústria sucroalcooleira

já que o gás carbônico resultante da fermentação tem pureza elevada e não precisa ser

separado de outros gases. É estimado que produto final do R744 chega ao consumidor

a um preço aproximado de R$ 7,00/kg enquanto o R404 é comercializado por R$

70,00/kg. Ainda considerando que o R744 tem boas características termodinâmicas

que reduzem a carga necessária de refrigerante, a carga do R744 equivale a 1/3 da

carga do R404, concluímos que a economia do investimento em refrigerante no

sistema é significativa (SILVA, EUZEBIO, 2013).

Outra característica do CO2, segundo LADEIRA, FILHO (2005), que o torna uma

boa opção para ser usado como refrigerante é a sua baixa tensão superficial, como

pode ser observado na Figura 3.1, e isso influencia na formação de bolhas. Uma tensão

superficial pequena reduz a nucleação e, consequentemente, o crescimento de bolhas.

Isso se caracteriza como uma vantagem porque bolhas no refrigerante reduzem a

capacidade da válvula de expansão, causando uma diminuição na quantidade de

refrigerante que chega ao evaporador.

8

Figura 3.1 - Tensão superficial do R744 comparada à outros refrigerantes (LADEIRA, FILHO, 2005)

3.3 Fases do CO2

É de conhecimento geral que não existe dióxido de carbono na forma líquida na

atmosfera. Sob a pressão atmosférica, abaixo de -78,4 °C é formado o “gelo seco”, o

gás carbônico em sua forma sólida e ao se aumentar a temperatura o “gelo” passa por

sublimação onde o sólido passa direto para o vapor. Este fenômeno é explicado pelo

diagrama de fases do CO2 (SILVA, 2009). Neste diagrama, mostrado na Figura 3.2,

podemos determinar a fase que o CO2 estará pela localização do ponto determinado

pela sua pressão e temperatura.

9

Figura 3.2 - Diagrama de Fase do CO2 (SILVA, 2009)

Neste diagrama os pontos que se encontram em cima das curvas desenhadas

são pontos em que duas fases do CO2 podem existir em equilíbrio. Com exceção do

ponto chamado ponto triplo, neste ponto que se encontra à 5,2 bar e -56,6 °C pode se

ter as três fases do CO2 em equilíbrio. Outro ponto de característica única é o ponto

crítico. Foi determinado que se alcança o ponto crítico com a temperatura de 31 °C e a

pressão de 73,6 bar. Neste ponto a densidade do líquido e do vapor de CO2 são iguais,

tornando-se impossível distinguir a fase que ele está, como mostrado na Figura 3.3.

Logo a partir deste ponto surge uma nova fase, a fase supercrítica (SILVA, 2009).

10

Figura 3.3 - Densidade do CO2 em relação a sua temperatura (SILVA, 2009)

O R744 como refrigerante pode atuar tanto na fase subcrítica como na fase

supercrítica, o sistema em que ele trabalha na fase supercrítica se chama transcrítico

devido à transição existente no sistema entre as duas fases. Independente se o sistema

for subcrítico ou transcrítico tanto o ponto triplo como o ponto crítico deverão ser

considerados. Na Figura 3.4 é mostrado o diagrama de pressão-entalpia do R744

estendido para mostrar a fase sólida e a supercrítica.

Figura 3.4 - Diagrama de fase e log p-h (SILVA, 2009)

11

O sistema mais comum, o subcrítico, trabalha sempre com pressões e

temperaturas acima do ponto triplo e abaixo do ponto crítico, enquanto o transcrítico

ultrapassa o ponto crítico e trabalha com o CO2 na fase supercrítica também.

3.4 Ciclo Transcrítico

As grandes características do ciclo transcrítico são suas altas pressões

alcançadas, principalmente na linha de descarga. Por conta das pressões elevadas

tanto o lado de alta como o de baixa pressão precisarão de equipamentos

especialmente produzidos para suportá-la. A pressão no lado de alta alcança entre 80

e 140 bar enquanto no lado de baixa ela pode chegar à 70 bar. Com o software

CoolPack podemos desenhar um típico ciclo transcrítico do CO2, como o mostrado na

Figura 3.5.

Figura 3.5 - Ciclo de refrigeração transcrítico do CO2 (CoolPack 1.46, 2001)

Como o CO2 é comprimido até alcançar uma temperatura superior a do ponto

crítico não é mais possível condensá-lo, somente resfriá-lo, assim neste ciclo não existe

condensador, mas sim um trocador de calor chamado gas-cooler. O gas-cooler é com

certeza o componente do ciclo transcrítico que mais se diferencia de qualquer outro

12

ciclo. Como o refrigerante não condensa, ele reduz sua temperatura durante a perda

de calor o que, segundo LADEIRA, FILHO (2005), faz com que outras de suas

propriedades variem rapidamente próximo do ponto crítico quando num processo

isobárico, como é o processo em um trocador de calor. Por exemplo, a Figura 3.6

mostra a variação da capacidade térmica à pressão constante do dióxido de carbono

em relação à temperatura, lembrando que a temperatura do ponto crítico é

aproximadamente 31 °C.

Figura 3.6 - Variação da capacidade térmica em um processo isobárico (LADEIRA, FILHO, 2005)

3.5 Ciclo Subcrítico

O ciclo subcrítico é o ciclo com CO2 mais utilizado comercialmente e

industrialmente ganhando mais destaque a cada ano nos sistemas de refrigeração de

supermercados ao redor do mundo. É da natureza dos ciclos com o R744 uma relação

de pressão no compressor menor que os outros refrigerantes, mas é verdade também

que usando o R744 o ciclo passa a ter pressões muito mais elevadas. Esse problema

passa a ser resolvido quando abandonamos a ideia de um sistema de simples estágio e

passamos a considerar um sistema de duplo estágio, sendo o mais comum o método

chamado sistema cascata. A Figura 3.7 mostra um desenho de um típico ciclo

subcrítico programado no CoolPack e como explicado anteriormente pode-se observar

que ele sempre vai trabalhar entre o ponto triplo e o ponto crítico.

13

Figura 3.7 - Ciclo subcrítico (CoolPack 1.46, 2001)

O sistema cascata é basicamente um método criado para que cada refrigerante

trabalhe em uma faixa de operação ótima, onde a pressão e temperatura são

adequadas. Ao contrário de um sistema de simples estágio que existe apenas um

refrigerante e um compressor, no sistema cascata têm pelo menos dois de cada, como

se fosse dois ciclos independentes. O elemento que ligará os ciclos dos refrigerantes

distintos será um trocador de calor que servirá como evaporador para o refrigerante

de alta temperatura e como condensador para o de baixa temperatura.

3.6 Segurança

Nesta seção será feito um resumo do capítulo 2 do livro Dióxido de Carbono em

Sistemas de Refrigeração Comercial e Industrial, 1ª edição do autor Alessandro da Silva

(2009) para se ter um registro neste projeto dos cuidados necessários ao manipular o

R744.

Qualquer gás que for introduzido mecanicamente em um ambiente fechado

pode causar asfixia, e até a morte, das pessoas já inseridas neste ambiente, pelo

simples fato que o gás causará o deslocamento do oxigênio para fora do ambiente na

mesma taxa em que o gás entra, tornando impossível a respiração. O gás carbônico

apesar de não ter cheiro forte, ou efeito tóxico, ou ser inflamável, afeta diretamente o

nosso processo respiratório, por isso pode merecer uma atenção diferenciada na

segurança de locais com pouca ventilação.

14

O dióxido de carbono, apesar de ser um gás asfixiante, executa algumas

funções em nosso corpo, como por exemplo, controlar o pH em nosso cérebro e ser

responsável pelo nosso reflexo de respiração. O que significa que mesmo com uma

quantidade suficiente de oxigênio na atmosfera se os glóbulos vermelhos estiverem

saturados de CO2 não conseguiremos respirar. A concentração do dióxido de carbono

na atmosfera é 0,036%. Caso chegue a concentrações de 1 a 4% isto resultará em um

aumento de volume respiratório, e caso passe de 4% a exposição produz respiração

com dificuldade e passa a ser bastante perigosa, mesmo que só por alguns minutos.

Em caso de um acidente onde ocorra a inalação de altas concentrações é

recomentado levar a vítima para um ambiente bem arejado imediatamente, e caso

haja parada respiratória, aplicar respiração artificial. Caso haja dificuldade em respirar

um profissional deve ser chamado para ministrar oxigênio. Os profissionais que

trabalharem com os equipamentos de dióxido de carbono devem passar por um

treinamento para aprenderem a manusear aparelhos de respiração autônoma, a

norma NBR 12543 abrange esses conhecimentos.

Outro fator que exige cuidados é o fato que ao trabalhar com o refrigerante em

forma líquida ele estará em uma temperatura muito baixa, baixa o suficiente para

causar graves queimaduras se entrar em contato com a pele. No caso de um acidente

causando queimaduras criogênicas é recomendado aquecer bem a área afetada com

água na temperatura aproximada do corpo humano, 38 °C. Também não se deve tocar

em algumas válvulas e tubulações dos sistemas que podem estar extremamente frias.

15

4 – ESTIMATIVA DA CARGA TÉRMICA

4.1 Dados do Supermercado

Neste trabalho será analisado um projeto de integração dos sistemas de refrigeração e

climatização em um supermercado de médio porte. Nesta seção serão estimadas as

cargas térmicas nos evaporadores.

Para este caso de integração AC-R o sistema terá três temperaturas de

evaporação dos refrigerantes: seção 1 – carga de climatização do ar condicionado (alta

temperatura); seção 2 – resfriados (média temperatura); seção 3 – congelados (baixa

temperatura). Os evaporadores também estarão divididos nestes regimes.

Para se calcular a carga térmica serão precisos alguns dados sobre o

supermercado, todos estes dados foram escolhidos de forma a serem coerentes com

os de um supermercado de médio porte situado no estado do Rio de Janeiro. Esta

escolha foi feita após uma análise de alguns dados retirados de supermercados em

funcionamento. O primeiro destes dados a se tornar relevante será o números de

máquinas frigoríficas necessárias. Será considerado que o número de máquinas no

regime de congelados será: cinco câmaras de congelados e três ilhas de congelados.

No regime de resfriados teremos seis câmaras de resfriados e doze expositores de

resfriados. Vamos considerar que neste supermercado as câmaras frigoríficas, tanto de

congelados como de resfriados tem o tempo de funcionamento de 16 horas por dia. A

Figura 4.1 mostra um diagrama explicativo.

16

Figura 4.1 - Diagrama das cargas do supermercado

De acordo com a norma ABNT NBR 16401-1 em apenas 2% do total de horas no

ano as temperaturas de bulbo seco e bulbo úmido ultrapassam os valores de 35 °C e

27 °C respectivamente, logo estas serão as temperaturas utilizadas para definirmos o

estado do ar exterior ao supermercado.

Utilizando uma ferramenta contida no software ASHRAE Thermal Confort Tool

(2013) foi achado um estado para o ar no supermercado onde seria confortável para

uma média aceitável de pessoas, este estado é de 23 °C de temperatura de bulbo seco

e 50% de umidade relativa.

4.2 Carga Térmica na Seção de Baixa Temperatura

A seção de baixa temperatura será aonde serão conservados os alimentos

congelado, principalmente carnes. Sua carga será dividida entre as câmaras e as ilhas

de congelados.

4.2.1 Câmaras de congelados

Como as câmaras congeladas ficarão dentro do supermercado a temperatura

fora da câmara será a temperatura de climatização do supermercado. Para este

projeto consideraremos 23 °C a temperatura de bulbo seco e 50 % a umidade relativa

17

como um estado ideal e de conforto. Enquanto a temperatura dentro das câmaras será

de -25 °C e a umidade relativa de 80%.

Os ganhos de calor ocorrerão pelos seguintes motivos:

Estrutural: transferência de calor pelas paredes, teto e piso.

Ocupação: ganhos pela quantidade de pessoas nas câmaras.

Infiltração: ganhos devido à entrada de ar externo pelas portas das câmaras.

Iluminação: ganhos devido às lâmpadas dentro da câmara.

Produtos: carga para gelar os produtos.

Consideraremos as cinco câmaras idênticas com 3 metros de largura, 4 metros

de comprimento e 2,5 metros de altura. Com uma capacidade de 7,5 toneladas e uma

movimentação diária de 40% de sua capacidade, o que corresponde a um dia

movimentado no supermercado. As câmaras terão isolamento de 200 mm de painéis

de EPS e a temperatura de entrada dos produtos será -8 °C. Também será considerado

que durante 3 horas do dia uma pessoa esteja trabalhando dentro das câmaras, e a

câmara tem o tempo de funcionamento de 16h/dia.

Considerando estes dados iniciais, será utilizada uma planilha de Excel

desenvolvida pelo professor Nísio de Carvalho para calcular os ganhos de calor

estruturais, por ocupação, por infiltração e por iluminação, restando assim somente a

carga térmica necessária para gelar os produtos para calcular.

A carga mais relevante em uma câmara costuma a ser a carga devido aos

produtos, justamente porque a câmara é construída para evitar os outros tipos de

ganhos de calor. Esta carga ocorre pela diferença de temperatura em que o produto

chega e sua temperatura final, que será igual a da câmara. A Equação 4.1 resolve a

carga térmica dos produtos, .

(4.1)

sendo a quantidade de produto que entra diariamente na câmara, c seu calor

específico e ∆T a diferença de temperatura. Sabemos que a quantidade de

movimentação diária de produto será de 3000 kg por câmara por dia e sua

18

temperatura de entrada -8 °C. O calor específico será considerado igual à 0,6 kcal/kg °C

que é típico de carnes ainda não congeladas. Logo:

Na Tabela 4.1 serão mostrados os resultados adquiridos através da planilha do

Excel junto com o valor calculado da carga dos produtos.

Tabela 4.1 - Cargas térmicas em uma câmara de congelados

Sensível Latente Total

Transmissão de calor (W) 721 0 721

Ocupação (W) 28 24 52

Infiltração (W) 481 208 659

Iluminação (W) 15 0 15

Produtos (W) 2223 0 2223

TOTAL (W) 3468 232 3670

Como consideramos 5 câmaras de congelados a carga térmica total devido a

estas câmeras será:

4.2.2 Ilhas de congelados

Segundo OLIVEIRA (2012), o modelo Wisalo SG4 C8 da Carrier tem uma

potência frigorífica de 1010 W e será este modelo e este valor que usaremos neste

projeto. Considerando que o supermercado terá três ilhas de congelados iguais, a

carga térmica será:

4.2.3 Total

A carga total no regime de baixa será a soma das cargas das câmaras e das ilhas

de congelados.

19

4.3 Carga Térmica na Seção de Média Temperatura

Na seção de média temperatura terão 6 câmaras de resfriados e 12

expositores.

4.3.1 Câmaras de Resfriados

A câmara de resfriado serve para estocar produtos que se conservam a uma

temperatura entre 0 e 5 °C. Já que os motivos para o ganho calorífico nas câmaras é

igual aos da câmara de congelados será usado o mesmo método de cálculo do que as

câmaras de congelados, ou seja, a planilha desenvolvida pelo professor Nísio de

Carvalho, com a modificação que alguns dados de entrada serão diferentes.

As dimensões, o tempo de funcionamento, o isolamento, a temperatura

externa, a capacidade, a movimentação diária, o número de pessoas e o tempo de

ocupação por dia serão os mesmos das câmaras de congelados. A temperatura interna

será 0 °C e a temperatura de entrada dos produtos será 10 °C.

Utilizando a Equação 4.1 também resolvemos a carga térmica dos produtos na

câmara de resfriados. A movimentação diária será igual ao caso da câmara de

congelados, a diferença de temperatura, coincidentemente, também será igual. Porém

o calor específico não será o mesmo, para produtos frescos o calor específico tende a

ser maior, logo usaremos o valor de 0,8 kcal/kg °C.

Na Tabela 4.2 todos os resultados para uma câmara de resfriados.

Tabela 4.2 - Cargas térmicas em uma câmara de resfriados

Sensível Latente Total

Transmissão de calor (W) 393 0 393

Ocupação (W) 29 23 52

Infiltração (W) 230 144 374

Iluminação (W) 15 0 15

Produtos (W) 1743 0 1743

TOTAL (W) 2410 167 2577

Sabendo que o total de câmaras de resfriados no supermercado considerado é

seis. A carga total das câmaras será:

20

4.3.2 Expositores

Expositores tem o objetivo de mostrar o produto disponível à venda para o

consumidor enquanto o mantém em uma temperatura ideal para sua conservação.

Neste caso assumiremos que no supermercado existem doze expositores verticais

abertos. Os expositores abertos são os responsáveis por um dos maiores desafios na

climatização de um supermercado, o corredor frio.

Por não ter uma porta ou parede que separe os alimentos do ambiente, cerca

de 80% da carga térmica dos evaporadores dos expositores se dá em um troca de calor

com o ambiente, isto além de não ser eficiente energeticamente pode reduzir a

temperatura dos corredores onde se encontram em até 9 °C, saindo de uma

temperatura de conforto e atrapalhando os consumidores e as vendas nestes locais.

Segundo SILVA (2011), é razoável admitir que um expositor consome em média

1200 W por metro, e opera a uma temperatura de 4 °C com a umidade absoluta de 4

g/kg.

Ao contrário das câmaras onde mais da metade da carga térmica era causada

pelo resfriamento dos produtos, nesse caso 80% é decorrente de infiltração. Para este

supermercado estamos considerando doze expositores verticais abertos de 1,2

metros, logo sua carga térmica total será:

4.3.3 Total

A carga total do regime dos resfriados será a soma das cargas das câmaras com

as dos expositores.

4.4 Carga Térmica na Seção de Alta Temperatura

A carga térmica no regime de alta será a responsável pela climatização do

supermercado. Ou seja, transformar o ar exterior do supermercado que está no estado

35 °C temperatura de bulbo seco e 27 °C de bulbo úmido em um estado que

admitimos ser confortável, 23 °C temperatura de bulbo seco e 50% de umidade

relativa, segundo ASHRAE 55 (2013).

Os tipos de carga que atuarão no supermercado como um todo não serão

muito diferentes dos tipos que consideramos atuar nas câmaras frigoríficas. Uma das

diferenças será que ao contrário do caso das câmaras o calor recebido pela a

iluminação será muito maior. Isso porque, diferentemente da câmara, no salão de

21

vendas do supermercado existe uma grande preocupação em deixar todos os produtos

bem iluminados e à vista de seus consumidores, sendo assim é um lugar

extremamente bem iluminado.

Outra diferença é que também será levado em conta o crédito de carga térmica

das câmaras e dos expositores, que já esfriam o ar do supermercado em seus próprios

evaporadores por conta da infiltração.

A última diferença será que o sistema de ar condicionado de um lugar fechado

como um supermercado exige renovação do ar, sendo assim ar externo terá que ser

resfriado à temperatura de conforto continuamente para manter a qualidade do ar.

4.4.1 Transmissão de calor

O supermercado considerado terá as seguintes dimensões: 30 x 20 metros com

4 metros de altura. Paredes serão de tijolo com argamassas interna e externa e pintura

externa, sem revestimento ou gesso. O telhado será com telhas de fibrocimento, com

forro de PVC e câmara de ar. será resolvido pela Equação 4.2

(4.2)

onde A é a área das paredes ou do teto, U é a transmitância térmica das paredes ou do

teto em e ∆T e a diferença de temperatura entre o ambiente dentro do supermercado

e o exterior. De acordo com o Catálogo de propriedades térmicas de paredes e

coberturas (2010) do Laboratório de Eficiência Energética em Edificações a

transmitância para este tipo de parede será 1,98 W/m2 °C e 1,76 W/m2 °C para o teto.

Sabendo as áreas das paredes e teto e que a diferença de temperatura é igual a 12 °C.

Temos:

4.4.2 Ocupação

De acordo com a norma ABNT NBR 16401-3 (2008) um supermercado de médio

padrão suporta uma capacidade de 10 pessoas para cada 100 m2. Ao calcular a área do

supermercado neste caso descontaremos as áreas das câmaras frigoríficas. E segundo

a mesma norma uma pessoa liberará 130 W, sendo destes 75 W de calor sensível e 55

W de calor latente. Calculando o calor sensível e latente separadamente, temos:

22

4.4.3 Infiltração

A norma NBR 16401 (2008) diz que um ambiente fechado com uma porta

grande sempre aberta terá uma infiltração de 2000 m3/h de ar externo. Calcularemos a

carga térmica que esse ar exigirá dos evaporadores para esfriar dividindo-a em sensível

e latente, as fórmulas essas cargas serão:

(4.3)

(4.4)

onde, é a parte sensível da carga térmica de infiltração e é a parte latente,

é o fluxo volumétrico, ρ é a densidade do ar, c é o calor específico, ∆T é a diferença de

temperatura, L é o calor latente e ∆w é a diferença da umidade absoluta em. Sabemos

que o fluxo volumétrico será 0,56 m3/s, o calor específico do ar será considerado 1000

J/kg °C, o calor latente da água é de 2454 kJ/kg e a diferença de temperatura é 12 °C e

a densidade do ar é 1,2 kg/m3. Para acharmos o resto dos dados utilizaremos o

software gratuito da Carrier que oferece acesso aos dados da carta psicrométrica, com

isso sabemos sua umidade absoluta no estado que se encontra no exterior do

supermercado será 19,4 g/kg. Enquanto no estado psicrométrico no interior do

supermercado sua umidade absoluta será 8,8 g/kg. Assim temos todos os dados para

calcular os ganhos de calor por infiltração que serão:

4.4.4 Iluminação

Ainda seguindo a norma ABNT NBR 16401-1 (2008) a dissipação de calor pela

iluminação em um supermercado com lâmpadas de vapor metálico será 30 W/m2.

Como estamos considerando a área do supermercado descontando as áreas das

câmeras, que resulta em 468 m2. Achamos:

23

4.4.5 Créditos

Como foi citada no cálculo da carga térmica nos expositores a infiltração do ar

do supermercado nos expositores abertos causam o problema conhecido como

“corredor frio” e temos que contabilizá-lo como crédito nas cargas de climatização.

Como sabemos a carga total nos expositores e que 80% dessa parcela provêm de

infiltração, sabemos o crédito total que devemos contabilizar. Para saber a parte que é

sensível e latente usaremos as mesmas equações utilizadas no cálculo da carga de

infiltração do supermercado para acharmos a vazão mássica de ar e depois

descobrirmos quanto vale cada parcela.

(4.5)

sabendo que a carga total de infiltração dos expositores é 1382 W e ar nos seus

evaporadores se encontram em um estado de 4 °C de temperatura de bulbo seco e

umidade absoluta de 4 g/kg. Utilizando o mesmo calor específico e calor latente e

sabendo que ∆T e ∆w serão 19 °C e 4,8 g/kg respectivamente, achamos a vazão

mássica, , igual a 0,44 kg/s. Assim temos:

Mas além dos créditos dos expositores contabilizaremos também os créditos

provenientes dos ganhos de calor através das paredes das câmaras e os créditos por

suas infiltrações. Voltando as Tabelas 4.1 e 4.2 teremos as informações para calcular os

ganhos de calor sensível e latente em cada caso. Assim temos:

W

1904 W

Então o crédito de calor sensível total será:

E o crédito de calor latente total será:

24

4.4.6 RSHF

Até agora já definimos o estado do ar externo e do ar interno, nesta sessão

definiremos o estado psicrométrico do ar depois de passar pelo sistema de

condicionamento de ar. A partir de agora daremos o nome para o ar externo de OA

(outside air), o ar no interior do supermercado de RA (room air) e o ar após o sistema

de condicionamento de SA (supply air). O SA é o estado que o ar precisa estar para

suportar as cargas térmicas do regime de alta deixando o RA no estado que foi

predeterminado como o estado de conforto.

Para definirmos o estado de SA usaremos o conceito de RSHF, ou Fator de Calor

Sensível Local, e o software da Carrier chamado CARRIER HDPsyChart (2011), que nos

permite usar a carta psicrométrica com mais precisão. O RSHF nada mais é do que a

razão da carga térmica sensível sobre a carga térmica total. Na Tabela 4.3 todas as

cargas somadas.

Tabela 4.3 - Cargas para calcular o RSHF

Sensível Latente Total

Transmissão de calor (W) 24077 0 24077

Ocupação (W) 3510 2574 6084

Infiltração (W) 8064 16023 24087

Iluminação (W) 14040 0 14040

Crédito dos expositores (W) -18108 -7086 -25194

TOTAL (W) 31583 11511 43094

Sabendo o RSHF sabemos a linha que vai ligar os pontos RA e SA, pois a

inclinação, , desta reta tem como fórmula:

25

Figura 4.2 - Pontos da na carta psicrométrica (CARRIER HDPsyChart, 2011)

O ar que entra em contato com a serpentina do evaporador vai sair de lá na

temperatura nomeada: temperatura superficial efetiva da serpentina. É o ponto que

está marcado na carta com a sigla ADP (apparatus dew point) e é o ponto da reta que

passa por RA, tem a inclinação e encosta na curva onde a umidade relativa é 100%.

Na prática nem todo ar que é soprado no evaporador entra em contato com a

serpentina, o fator de contato é uma razão entre o ar que entra em contato e o ar

insuflado, e costuma a ser em aplicações como restaurantes, lojas e supermercados

entre 0,82 e 0,92.

A temperatura superficial efetiva da serpentina neste caso é 8,3 °C, como ainda

não sabemos qual é o fator de contato, β, vamos supor a princípio que a temperatura

de bulbo seco do ponto SA, que também deve se encontrar na mesma reta, seja 10 °C

e depois com todos os dados conferiremos se o fator de contato está dentro da faixa

considerada normal para esta aplicação.

26

4.4.7 Vazões mássicas

Segundo JONES (1997), sabendo a temperatura de SA, que é o ar que vai sair

pelos dutos resfriando o supermercado, já podemos calcular a quantidade de ar que

precisará ser insuflado pela seguinte fórmula:

sendo, a carga total de calor sensível já calculada de 31583 W. é a

temperatura escolhida desde o princípio como a temperatura de conforto, 23 °C e

é a temperatura de SA que vamos considerar 10 °C. E é o fluxo volumétrico do ar

insuflado. Calculando achamos igual a 1,9 m3/s. Consultando a carta psicrométrica

para descobrir que a densidade de SA, ρSA, é igual a 1,24 kg/m3, descobrimos a vazão

mássica de SA sendo:

O único ponto que está desenhado na carta da Figura 4.1 que ainda não

calculado seu estado é o MA (mixed air). O estado em que se encontra o MA é o

estado do ar antes de passar pelo sistema de condicionamento de ar e se transformar

em SA. O MA tem esta sigla, pois ele é uma mistura entre uma vazão de ar que é

reaproveitado no estado de RA e o ar de renovação que vem do exterior do

supermercado no estado de OA. A vazão mássica de MA será igual à de SA e será a

soma da vazão do RA reaproveitado e do OA de renovação. O diagrama da Figura 4.3

ilustra estas relações.

27

Figura 4.3 - Diagrama das vazões mássicas

De acordo com a norma NBR 16401-3 o cálculo da vazão do ar externo, ou seja,

o , será calculado pela soma de dois termos. O primeiro relacionado à quantidade

de pessoas presente no ambiente e o segundo relacionado à área do ambiente. A

Tabela 4.4 retirada da norma nos dá os dados para resolver a seguinte equação:

onde e são os fatores achado na Tabela 4.4 em litros por segundo por pessoas e

litros por segundo por metros quadrados, respectivamente, NP é o número de pessoas

e A é área do supermercado em metros quadrados, descontada as áreas ocupadas

pelas câmaras. Nesta fórmula é expresso em m3/s.

28

Tabela 4.4 - Fatores de cálculo para vazão de ar externo (ABNT NBR 16401-2, 2008)

Como foi mencionado anteriormente, estamos supondo um supermercado de

padrão médio. Na Tabela 4.4 nível 1 é o nível mínimo de vazão de ar para a ventilação,

o nível 2 é o nível intermediário para a ventilação e o nível 3 é o nível em que estudos

apontam que passa a existir uma diminuição no número de reclamações e

manifestações alérgicas. Para este projeto usaremos o nível 2. Assim achamos que

terá o valor de 0,48 m3/s. Pela carta psicrométrica sabemos que a densidade, ρ, do ar

externo é 1,13 kg/m3. E com isso achamos a vazão mássica de ar externo.

Sabendo o e o podemos achar a vazão mássica de ar que será

reaproveitado, o .

4.4.8 Estado do MA

Como o MA é a mistura da vazão de ar que vem do exterior, OA, e a vazão de ar

reaproveitada que vem do salão do supermercado, RA. Sabendo todas as vazões

mássicas podemos conhecer o seu estado pelas seguintes equações:

29

O h, que é a entalpia, é uma propriedade que pode ser descoberta sabendo o

estado na carta psicrométrica, consultando-a temos: igual a 84,82 kJ/kg e

igual a 45,82 kJ/kg. Sabendo as vazões mássicas e que é igual a 35 °C e é

igual a 23 °C. Achamos e como 25,5 °C e 53,81 kJ/kg respectivamente. Com

estes dois dados, definimos o estado de MA na carta psicrométrica, como está

mostrada na Figura 4.1. Na Tabela 4.5 os estado e as vazões mássicas dos pontos.

Tabela 4.5 - Estado e vazão mássica dos pontos da carta psicrométrica

(kg/s) T (°C) h (kJ/kg)

RA 1,86 23 45,82

OA 0,50 35 84,82

MA 2,36 25,5 53,81

SA 2,36 10 27,74

4.4.9 Total

Agora que sabemos todos os pontos na carta psicrométrica e todas as vazões

mássicas podemos calcular a carga térmica total do regime de alta pressão. Para isto

usaremos a fórmula:

Como queremos saber a potência dissipada no sistema de condicionamento de

ar, o será a diferença de entalpia entre os pontos SA e MA, que como vemos pela

Figura 4.2, são os estados do ar depois e antes de passar pelo condicionamento. Assim

a carga total será:

30

Outro método de cálculo desta carga térmica que pode ser usado para conferir

este resultado seria definirmos uma carga térmica proveniente do resfriamento do ar

de renovação como a partir da fórmula:

Com isso acharemos igual a 19,5 kW somando todas as cargas de estrutura,

ocupação, iluminação, infiltração e os créditos dos expositores temos:

Que é basicamente a mesma resposta do primeiro método apenas 0,2% maior.

Apesar de este segundo método ser mais simples por não precisarmos saber do estado

de MA, foi importante descobrirmos o estado do MA para conferir uma suposição que

fizemos para achar . Supomos igual a 10 °C sem sabermos o fator de contato

da serpentina esperando que seu valor fosse entre 0,82 e 0,92. Agora podemos

conferir o valor do fator de contato, β, pela fórmula:

Sabendo todos estes valores achamos β igual a 0,90, que está dentro da faixa

esperada.

5 – DEFINIÇÃO DO CICLO

Como já foi explicado em capítulos anteriores, para o R744 em um regime

subcrítico ser utilizado de forma eficiente uma das melhores opções é com o ciclo em

cascata. O que significa a utilização de outro refrigerante para condensar o R744, pois

caso fosse utilizado um condensador normal a pressão na linha de descarga seria

considerada muito alta para condições normais de um projeto.

Nos sistemas cascata dois circuitos diferentes, com dois refrigerantes

diferentes, são conectados por um trocador de calor, que servirá como condensador

para o refrigerante no estágio de alta temperatura e como evaporador para o

refrigerante no estágio de baixa. O princípio básico para a utilização deste sistema é

31

que cada refrigerante será utilizado na faixa de temperatura e pressão onde é mais

eficiente, já que nenhum refrigerante tem esta faixa de operação se estendendo desde

uma temperatura muito baixa no evaporador até um condensador que possa trocar

calor com o ar ambiente.

Para o estágio de baixa as principais características do refrigerante são

densidade elevada e alta pressão de sucção, pois isso permitirá que seu compressor

tenha menores deslocamentos volumétricos. Como vimos no capítulo 3 o dióxido de

carbono atinge estas expectativas e por ser um refrigerante natural a tendência é que

substitua seus concorrentes e passe a ser o mais utilizado com este propósito.

Os refrigerantes comumente escolhidos para o estágio de alta temperatura são:

R717 (amônia), R507, R404a e R134a. Apesar de ser um refrigerante natural, a amônia

tem um alto índice de toxicidade e não seria apropriada para ser utilizada em local tão

povoado como um supermercado. Logo, para este projeto serão utilizados o R744 no

estágio de baixa e o R134a no estágio de alta. Além disso, este projeto irá analisar dois

tipos de ciclos cascata para comparar os seus coeficientes de eficiência (COP).

5.1 CICLO 1

No primeiro ciclo a ser analisado o R744 será responsável por resfriar os

evaporadores das seções de média e de baixa temperatura, enquanto o R134a será

responsável pelos evaporadores da seção de alta temperatura assim como condensar

o R744 no trocador de calor que une os dois circuitos. O diagrama do ciclo 1 está da

Figura 5.1. Analisaremos as partes do R744 e do R134a separadamente.

32

Figura 5.1 - Diagrama do ciclo 1

5.1.1 R744 no ciclo 1

O R744, subresfriado de 10 K no trocador de calor (ponto 1) se subdividirá em

duas vazões, e , a primeira irá resfriar os evaporadores de média temperatura

e a outra os de baixa temperatura. A vazão passará por uma válvula de expansão

termostática que deixará o refrigerante em um a pressão e temperatura intermediária

(ponto 2). Após o refrigerante ser evaporado no evaporador de média temperatura

(ponto 3) ele passará por uma segunda válvula de expansão para poder entrar na linha

de sucção do compressor no mesmo estado (ponto 4) que sai a parte do refrigerante

que resfria os evaporadores de baixa temperatura.

A porção de refrigerante que sai do condensador e segue para os evaporadores

de baixa temperatura, ,passa por uma válvula de expansão termostática que o

deixará em uma temperatura e pressão apropriadamente baixa (ponto 5). Após ser

superaquecido de 5 K (ponto 4) a vazão total do refrigerante será comprimida (ponto

6) para depois entrar no trocador de calor em que será condensado, recomeçando o

33

circuito. O diagrama log P x h, feito com o software CoolPack, com o estado do

refrigerante nos determinados pontos está mostrado na Figura 5.2. E Tabela 5.1

mostra os valores que determinam estes estados.

Tabela 5.1 - Estados do R744 no ciclo 1

P [Bar] h [kJ/kg] T [°C]

1 40,0 188,2 -5

2 30,5 188,2 -5

3 30,5 442,8 0

4 14,3 442,8 -25

5 14,3 188,2 -30

6 40,0 489,9 48

Figura 5.2 - Diagrama log P x h do CO2 no ciclo1 (CoolPack 1.46, 2001)

Para acharmos qual a potência exigida pelo compressor e a quantidade de calor

que precisará der dissipado para condensar o R744 no trocador de calor precisamos

saber os valores de vazão mássica do circuito. Para isso usaremos os valores da carga

34

térmica dos evaporadores achados no capítulo passado. Sabemos que a carga térmica

nos evaporadores do regime de média temperatura, , é 32,74 kW e a carga nos

evaporadores de baixa temperatura, , é 21,38 kW. Sabendo que:

Assim temos igual a 0,13 kg/s e igual a 0,08 kg/s. Sendo assim a vazão

mássica total, , de refrigerante no compressor e no trocador de calor será 0,21

kg/s. Para calcularmos a potência no compressor e a carga que será exigida do R134a

no trocador de calor, temos:

5.1.2 R134a no ciclo 1

No ponto 1 o refrigerante está subresfriado de 10 K causados pela dissipação

de calor pro meio externo no condensador, após passar por uma válvula de expansão

termostática uma parte do refrigerante chega ao estado bifásico do ponto 2. Neste

estado o refrigerante entra em um separador de líquido. Com o separador de líquido

não precisamos do superaquecimento nos evaporadores para garantir que não entrará

refrigerante líquido nos compressores, o que pode danificá-los. Além disso, com o

interior do evaporador suficientemente ocupado por líquido durante toda sua

extensão temos uma maior eficiência térmica, por isso no ponto 4, o estado que ele sai

do evaporador não é de vapor saturado. Após o separador de líquido uma pequena

bomba bombeará o refrigerante no estado de líquido saturado para trocador de calor,

onde ele evaporará e o R744 será condensado, daí ele volta para o separador de

líquido. O separador também está ligado a um compressor, ao passo que alimentará

sua linha de sucção com vapor saturado.

Outra porção do refrigerante após sair do condensador no estado do ponto 1,

passa por uma válvula de expansão diferente onde chega ao ponto 6 e é evaporado

nos evaporadores de alta temperatura com um superaquecimento de 3 K e entra na

35

linha de sucção do outro compressor. Os dois compressores deixarão o refrigerante no

mesmo estado para ser condensado. Na Figura 5.3 o diagrama log P x h do R134a no

ciclo 1. E na Tabela 5.2 os valores de temperatura, pressão e entalpia nestes estados.

Tabela 5.2 - Estados do R134a no ciclo 1

P [Bar] h[kJ/kg] T [°C]

1 13,2 256,2 40

2 2,0 256,2 -10

3 2,0 186,9 -10

4 2,0 350,4 -10

5 2,0 391,3 -10

6 3,5 256,2 5

7 3,5 402,9 8

8 13,2 430,6 56

Figura 5.3 - Diagrama log P x h do R134a no ciclo 1 (CoolPack 1.46, 2001)

Calcularemos as vazões mássicas com os valores de entalpia da Tabela 10, carga

térmica no regime de alta temperatura, , encontrada no capítulo anterior sendo

36

igual a 61,52 kW, e a carga térmica para condensar o CO2, ,encontrada na seção

anterior. Sabendo que:

Assim achamos, igual a 0,42 kg/s e igual a 0,39 kg/s. Para acharmos a

vazão nos outros pontos que precisamos saber para calcular os trabalhos nos

compressores, precisamos fazer um balanço energético no separador de líquido.

Sendo assim:

Sabendo que por um simples balanço de massa que:

Como sabemos todas variáveis menos , chegamos a conclusão que é

igual a 0,47 kg/s. Sabendo disso calcularemos os trabalhos nos compressores por:

5.1.3 COP do ciclo 1

O coeficiente de eficiência do ciclo, ou COP, é calculado dividindo a soma das

cargas térmicas de todos os evaporadores pela soma dos trabalhos nos compressores.

Sendo assim quanto maior o COP mais eficiente é o ciclo. Neste caso temos:

37

5.2 CICLO 2

Nesta segunda opção de ciclo o R744 também resfriará a carga térmica do

regime de alta temperatura, e sendo assim o R134a ficará responsável apenas por

condensá-lo. A Figura 5.4 mostra um esquema do ciclo 2. Assim como no primeiro,

analisaremos o ciclo cascata por partes.

Figura 5.4 - Diagrama do ciclo 2

5.2.1 R744 no ciclo 2

Neste ciclo o R744 sairá do trocador de calor no ponto 1 com um

subresfriamento de 5 K. A grande diferença deste ciclo do R744 para o anterior é que

este tem dois estágios. No estágio de alta pressão parte do refrigerante que saiu do

trocador de calor vai suprir a carga térmica dos evaporadores de alta temperatura.

Este refrigerante vai sair do evaporador no estado do ponto 3 e ser comprimido

ficando no estado do ponto 4.

O estágio de baixa pressão é basicamente igual o ciclo de R744 no caso

anterior. O refrigerante que é evaporado nos evaporadores de média temperatura é

38

expandido novamente para ficar no mesmo estado do refrigerante que supre os

evaporadores de baixa temperatura antes de ambos entrarem no compressor.

Por ter dois estágios, teremos dois compressores de R744 neste ciclo. O

refrigerante que passa pelo estágio de baixa pressão sairá do compressor no estado do

ponto 10 e se misturará com o refrigerante que sai do outro compressor, do estágio de

alta pressão, e este estará no ponto 4 os dois misturados estarão no estado do ponto 5

e assim entram no trocador de calor para serem condensados. Na Figura 5.5 o

diagrama log P x h do R744 no ciclo 2. E na Tabela 5.3 os valores dos estados do R744

no ciclo 2.

Figura 5.5 - Diagrama log P x h do R744 no ciclo 2 (CoolPack 1.46, 2001)

Tabela 5.3 - Valores dos estados do R744 no ciclo 2

P [Bar] h [kJ/kg] T [°C]

1 57,2 239,7 15

2 39,7 239,7 5

3 39,7 433,4 8

4 57,2 451,0 37

5 57,2 473,5 51

6 29,6 239,7 -6

7 29,6 442,2 0

39

8 14,3 442,2 -25

9 14,3 239,7 -30

10 57,2 506,9 75

Para calcularmos as vazões de refrigerante dentro de cada evaporador

usaremos a mesma fórmula que usamos nos outros casos:

E com isso temos:

Usaremos estes valores e os valores da Tabela 5.3 para calcularmos a carga

térmica que será exigida do R134a no trocador de calor e a soma dos trabalhos

realizados pelos compressores. E teremos:

5.2.2 R134a no ciclo 2

A única diferença do R134a neste ciclo comparando com o ciclo anterior é que

ele não será o refrigerante responsável pelos evaporadores do regime de alta

temperatura, toda sua carga térmica proverá de condensar o R744 no trocador de

calor. Na Tabela 5.4 os valores dos estados do R134a no ciclo 2 e Figura 5.6 o Diagrama

log P x h do R134a no ciclo 2.

Tabela 5.4 - Valores dos estados do R134a no ciclo 2

P [Bar] h [KJ/Kg] T [°C]

1 13,2 256,2 40

40

2 3,5 256,2 5

3 3,5 206,7 5

4 3,5 361,3 5

5 3,5 400,0 5

6 13,2 427,7 53

Figura 5.6 - Diagrama log P x h do R134a no ciclo 2 (CoolPack 1.46, 2001)

Como fizemos nos outros ciclos, começamos calculando a vazão de refrigerante

pelo evaporador, que neste caso é o trocador de calor R134a/R744. Sendo:

Daí temos, igual a 1,20 kg/s. Para achar a vazão mássica de refrigerante que

é comprimido precisamos fazer um balanço de energia no separador de líquido.

Com isso achamos igual a 1,1 kg/s, e já podemos calcular o trabalho no

compressor.

41

5.2.3 COP do ciclo 2

Com a mesma fórmula usada anteriormente, achamos:

5.3 Definição do Ciclo

Além de ter o coeficiente de eficiência ligeiramente maior o ciclo 1 necessita de

apenas um compressor de R744, portanto será o ciclo que usaremos nesse projeto

para selecionar seus equipamentos.

42

6 – SELEÇÃO DOS EQUIPAMENTOS

6.1 Evaporadores

6.1.1 R134a

No ciclo escolhido temos um evaporador no circuito do R134a, para

escolhermos este equipamento consultamos os catálogos comerciais da empresa

Mipal. Destes catálogos retiramos a Tabela 6.1 que nos ajudará a selecionar o modelo

do evaporador mais adequado.

Tabela 6.1 - Catálogo comercial da Mipal (2013)

Como podemos ver no canto superior esquerdo esta tabela é válida para

diferenças de temperaturas de 6 K. Normalmente, em catálogos comerciais, esta

diferença de temperatura é entre o ar que entra no evaporador e a temperatura de

evaporação do refrigerante, mas neste caso como existe a insuflação de ar externo é

mais preciso usar o método LMTD, ou diferença média logarítmica, que é uma média

logarítmica das diferentes temperaturas que as correntes quente e fria estão em cada

extremidade do trocador de calor. A Figura 6.1 abaixo demostra estas diferenças de

temperatura em um evaporador.

43

Figura 6.1 - Diferenças de temperatura em um evaporador

Pelo capítulo 4 sabemos que as temperaturas de entrada e saída do ar no

evaporador são, respectivamente, 24,6 °C e 10 °C. E pelo capítulo 5 sabemos que as

temperaturas de entrada e saída do R134a no evaporador são, respectivamente, 5 °C e

8 °C. A fórmula para se achar a LMTD é:

sendo DT1 igual a 19,6 °C e DT2 2 °C. Com esses valores achamos DTML igual a

aproximadamente 7,7 K, o que é maior que a diferença de temperatura recomendada

no catálogo. Neste caso, serão escolhidos evaporadores com capacidades um pouco

maior que a carga térmica para compensar a diferença de temperatura que é um

pouco mais elevado.

Usando a Tabela 6.1 com os dados de entrada que a temperatura de

evaporação do R134a neste evaporador será 5 °C, como vimos no capítulo 5, e a carga

exigida nesta seção de alta temperatura é de 61,52 kW. Para este projeto serão

necessários dois evaporadores Hd318 que tem a capacidade de 37395 W cada.

44

6.1.2 R744

Os evaporadores das partes do ciclo resfriada pelo R744 serão utilizados nas

câmaras de congelados e resfriados. Novamente será utilizada uma tabela do catálogo

comercial da Mipal (2013), Tabela 5.2, para selecionar os evaporadores adequados.

Tabela 6.2 - Catálogo comercial da Mipal (2013)

Neste caso, DT significará a diferença de temperatura entre o ar que entra no

evaporador e a temperatura de evaporação do refrigerante. Como não existe

insuflação de ar externo dentro da câmara, consideraremos a temperatura do ar que

entra no evaporador igual a temperatura da câmara. Assim, DT para a câmara de

congelados e resfriados serão iguais a 5 °C.

No caso da câmara de resfriados, em cada evaporador a temperatura de

evaporação do R744 será -5 °C e na carga térmica será 2577 W. Assim para resfriar as

seis câmaras de resfriados serão necessários seis evaporadores da série Mi031 que

tem a capacidade de 3064 W.

Para as câmaras de congelados, cada uma tem a carga térmica de 3670 W. A

temperatura de evaporação do refrigerante é -30 °C. Sendo assim para suprir as cinco

câmaras de congelados serão necessários cinco evaporadores da série Mi046 com

capacidade de 4182 W.

45

6.2 Válvulas de Expansão

6.2.1 R134a

Para a seleção das válvulas de expansão serão utilizadas tabelas do Guia de

Seleção de Válvulas Eletrônicas de Expansão ExV, da fabricante Carel. Para a válvula de

expansão que alimenta o separador de líquido será utilizada a Tabela 6.3.

Tabela 6.3 - Guia de Seleção da Carel

Esta válvula irá expandir o refrigerante até a temperatura de evaporação -10 °C

com uma diferença de pressão entre os pontos que a precedem e a sucedem de 11,2

bar. Utilizaremos a coluna de 12 bar para achar a capacidade frigorífica da válvula e

selecionar o seu modelo. Usaremos o valor da carga térmica do trocador de calor, 63,3

kW. Sendo assim a válvula E3V45.

Para as quatro válvula que irão alimentar os dois evaporadores da seção de alta

temperatura será utilizada a Tabela 6.4.

46

Tabela 6.4 - Guia de Seleção da Carel

A diferença de pressão neste caso será de 9,7 bar e a carga térmica em cada

evaporador será estimada como a carga térmica total na seção de alta temperatura

dividido por dois, ou seja, 30,7 kW. Assim as quatro válvulas selecionadas serão do

modelo E2V30.

6.2.2R744

Para selecionar cada válvula de expansão que alimenta os cinco evaporadores

das câmaras de congelados será utilizada a Tabela 6.5.

Tabela 6.5 - Guia de Seleção da Carel

47

Como a queda de pressão provocada por estas válvulas é de 25,7 bar e carga

térmica de cada evaporador é aproximadamente 3,7 kW as válvulas serão do modelo

E2V05. Como as válvulas que alimentarão as ilhas de congelados tem uma carga

térmica ainda menor, também será escolhida a válvula de modelo E2V05.

Para achar as válvulas de expansão dos evaporadores das câmaras de resfriados

assim como a válvula que é responsável pela segunda expansão do refrigerante logo

antes de ele entrar na linha de sucção não será possível utilizar as tabelas do guia de

seleção da Carel, pois infelizmente neste guia não tem tabelas para temperaturas de

evaporação superiores a -30 °C para o R744, como são estes casos.

Porém, a Carel disponibiliza em seu site um aplicativo para celular chamado ExV

Selection no qual se entra com os mesmos dados de entrada que nas tabelas e a

válvula é selecionada automaticamente. Utilizaremos este aplicativo para selecionar os

restantes das válvulas. Os dados de entrada para as seis válvulas das câmaras de

resfriados serão, temperatura de evaporação -5 °C, temperatura de condensação 5 °C

e carga térmica no evaporador 2,6 kW. E para os expositores entraremos com as

mesmas temperaturas, porém com a carga térmica 1,4 kW

Para a válvula que faz a expansão antes do compressor consideraremos a

temperatura de condensação como a temperatura antes da entrada na válvula e a

temperatura de evaporação como a temperatura após a saída da válvula. E a carga

térmica será a carga térmica de todos os evaporadores das câmaras de resfriados e dos

expositores. Fazemos isto pois os dados realmente relevantes para se selecionar estas

válvulas são a vazão mássica do refrigerante, a queda de pressão na válvula e o tipo de

refrigerante. Usaremos este artifício para manipular o programa a nos proporcionar a

válvula que será necessária. Na Figura 6.2 as válvulas escolhidas pelo aplicativo, a da

esquerda para as câmaras e os expositores e a da direita para a válvula antes da linha

de sucção.

48

Figura 6.2 - Válvulas selecionadas pelo aplicativo ExV Selector da Carel

Ao analisarmos os resultados das seleções das válvulas é claro que em todas as

válvulas que a vazão de refrigerante era pequena a válvula selecionada foi a E2V05.

6.3 Trocador de Calor

Para este projeto foi decidido usar um trocador de calor a placas, pois

comparado com os trocadores casco e tubo, estes trocadores são mais compactos e

tem uma eficiência térmica maior. Porém, devido a pressão relativamente alta do R744

o trocador utilizado deverá ser brazado.

Para a escolha do trocador de calor será utilizado um software de seleção do

fornecedor SWEP, que tem trabalhado com tecnologia em trocadores de calor a placas

brazado utilizados em sistemas de refrigeração com CO2. Este software é gratuito,

disponível no site e se chama SSP G7 (2014). Na Figura 6.3 mostramos os dados de

entrada do software na esquerda e o trocador de calor escolhido por ele na direita.

49

Figura 6.3 - Imagem do software SSP G7 (2014) do fornecedor SWEP

Os dados de entrada foram os refrigerantes de ambos os lados a quantidade de

calor trocada, o título na entrada e na saída do R134a assim como sua temperatura de

evaporação, as temperaturas de entrada e saída do R744 assim como sua pressão e

por última a queda de pressão máxima, este campo foi preenchido com 50 kPa que

equivale a 0,5 bar, foi feito deste jeito pois durante os cálculos no ciclo ignoramos a

queda de pressão neste trocador de calor.

O resultado nos fornecido pelo software nos diz a área total de transferência de

calor, o fluxo de calor, a diferença de temperatura média logarítmica, as quedas de

50

pressão e o modelo escolhido. Podemos ver que o trocador escolhido é o modelo

V200T com 80 placas.

6.4 Condensador

A escolha do condensador será como foi a dos evaporadores, utilizaremos uma

tabela do catálogo comercial da Mipal e com dados de entrada previamente calculados

definiremos a melhor opção para o projeto. A carga que necessitará ser dissipada no

condensador é 154,7 kW.

Tabela 6.6 - Catálogo comercial da Mipal (2013)

Analisando a tabela o modelo escolhido será CdrE159, com uma capacidade de

168814 W com três ventiladores.

6.5 Compressores

6.5.1 R134a

Usando o software de seleção de compressores da Bitzer precisamos fornecer

como dados iniciais: o refrigerante, a capacidade frigorífica, a temperatura de

evaporação, a temperatura de condensação, o sub resfriamento do líquido, o

superaquecimento do gás, a frequência de alimentação e a tensão de alimentação.

Precisaremos de dois compressores para o R134a em nosso ciclo. Para este

projeto todos compressores escolhidos serão semi-herméticos alternativos. A Bitzer

oferece mais de 60 modelos diferentes de compressores semi-herméticos alternativos

51

para R134a na versão 6.4 do software. O modelo selecionado para o compressor cuja

linha de sucção será da seção de alta temperatura e tem a capacidade frigorífica de

61,7 kW foi 4FE-28Y-40P. Na Figura 6.4 o resultado apresentado pelo programa com

algumas informações como a potência consumida, a faixa de tensão e além disso um

gráfico que mostra as limitações de uso dependendo das temperaturas de evaporação

e condensação.

Figura 6.4 - Compressor R134a selecionado com o software da Bitzer 6.4

O modelo para o outro compressor para R134a foi escolhido de forma análoga

e os dados e as limitações apresentados pelo software estão demostradas na Figura

6.5. O modelo escolhido foi o 8FE-60Y-40P.

52

Figura 6.5 - Compressor R134a selecionado com o software da Bitzer 6.4

6.5.2 R744

No software da Bitzer, para compressores semi-herméticos alternativos e para

R744 em modo subcrítico existem 18 modelos em sua versão 6.4. Usando os dados de

entrada obtidos durante o projeto, o compressor selecionado foi do modelo 4TSL-20K-

40P. O modelo é mostrado na Figura 6.5, com alguns de seus dados e limitações.

Figura 6.6 - Compressor R744 selecionado com o software da Bitzer 6.4

Podemos finalmente concluir que ao todo com este sistema de refrigeração e

climatização a potência absorvida por todos os compressores somaria 53,38 kW.

53

7 – CONCLUSÃO

O presente estudo apresentou primeiramente as evidências teóricas dos

fenômenos do aumento do buraco de ozônio e do efeito estufa que vem causando o

aquecimento global. Em seguida vimos as características do CO2 que o torna um

refrigerante eficiente e econômico e como ele é normalmente utilizado em sistemas

de refrigeração, principalmente em supermercados.

Depois especificamos as dimensões do nosso supermercado assim como a

quantidade de câmaras que seriam necessárias para seu funcionamento, a partir disto

dividimos o sistema de ar condicionado e refrigeração em três seções com

evaporadores funcionando com temperaturas e pressões diferentes. Com isso

estiamos a potência frigorífica necessária tanto para manter os alimentos conservados,

mas também para estabelecer um clima confortável dentro do supermercado.

Com os valores da carga térmica analisamos duas possibilidades de ciclos que

utilizam o CO2 para diminuir a carga de outro refrigerante. Após feito os cálculos de

quais seriam as vazões necessárias de refrigerante para alimentar todo o sistema e

descoberto os coeficientes de eficiência de cada ciclo, foi escolhido o ciclo mais

eficiente. E visando uma abordagem mais prática foram utilizados catálogos e

softwares que fornecedores disponibilizam gratuitamente para selecionar os

equipamentos adequados para o funcionamento deste sistema

54

8 – REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

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