UNIVERSIDADE FEDERAL FLUMINENSETCE - Escola de EngenhariaTEM - Departamento de Engenharia Mecânica

PROJETO DE GRADUAÇÃO II'

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Título do Projeto:

PROJETO DE CÂMARA FRIA COMPACTA PARAPONTO DE VENDA DE CERVEJA ARMAZENADA EM

BARRIS

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Autor(es):

RÔMULO ANDRÉ HIATH BEZERRA CARDOSO

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Orientador(es):

LEANDRO ALCOFORADO SPHAIER, Ph.D.

Data: 20 de Julho de 2018

RÔMULO ANDRÉ HIATH BEZERRA CARDOSO

PROJETO DE CÂMARA FRIA COMPACTA PARA PONTO DEVENDA DE CERVEJA ARMAZENADA EM BARRIS

Trabalho de Conclusão de Curso apresentado aoCurso de Engenharia Mecânica da Universidade Federal Flu-minense, como requisito parcial para obtenção do grau deEngenheiro Mecânico.

Orientador(es):

LEANDRO ALCOFORADO SPHAIER, Ph.D.

Niterói

20 de Julho de 2018

Ficha catalográfica automática - SDC/BEE

Bibliotecária responsável: Fabiana Menezes Santos da Silva - CRB7/5274

C268p Cardoso, Rômulo André Hiath Bezerra Projeto de Câmara Fria Compacta para Ponto de Venda deCerveja Armazenada em Barris / Rômulo André Hiath BezerraCardoso ; Leandro Alcoforado Sphaier, orientador. Niterói,2018. 100 f. : il.

Trabalho de Conclusão de Curso (Graduação em EngenhariaMecânica)-Universidade Federal Fluminense, Escola deEngenharia, Niterói, 2018.

1. Câmara Fria. 2. Refrigeração. 3. Carga Térmica. 4.Produção intelectual. I. Título II. Sphaier,LeandroAlcoforado, orientador. III. Universidade Federal Fluminense.Escola de Engenharia. Departamento de Engenharia Mecânica.

CDD -

iii

UNIVERSIDADE FEDERAL FLUMINENSETCE - Escola de EngenhariaTEM - Departamento de Engenharia Mecânica

PROJETO DE GRADUAÇÃO II

AVALIAÇÃO FINAL DO TRABALHO

Título do Trabalho:PROJETO DE CÂMARA FRIA COMPACTA PARA PONTO DE VENDA

DE CERVEJA ARMAZENADA EM BARRIS

Parecer do Professor Orientador da Disciplina:

− Grau Final recebido pelos Relatórios de Acompanhamento:

− Grau atribuído ao grupo nos Seminários de Progresso:

Parecer do Professor(es) Orientador(es):

Nome e Assinatura do Professor(es) Orientador(es):

Prof.: Leandro Alcoforado Sphaier. Assinatura:

Parecer Conclusivo da Banca Examinadora do Trabalho:

Projeto Aprovado Sem Restrições

Projeto Aprovado Com Restrições

Prazo concedido para cumprimento das exigências:

Discriminação das exigências e/ou observações adicionais:

UNIVERSIDADE FEDERAL FLUMINENSETCE - Escola de EngenhariaTEM - Departamento de Engenharia Mecânica

PROJETO DE GRADUAÇÃO II

AVALIAÇÃO FINAL DO TRABALHO(continuação)

Aluno: Rômulo André Hiath Bezerra Cardoso. Grau:

Composição da Banca Examinadora:

Prof.: Leandro Alcoforado Sphaier, Ph.D. Assinatura:

Prof.: César Cunha Pacheco, D.Sc. Assinatura:

Prof.: Fabio Toshio Kanizawa, D.Sc. Assinatura:

Local e Data de Defesa do Trabalho:

Departamento de Engenharia Mecânica, 20/07/2018

AGRADECIMENTOS

Agradeço a Deus que acompanhou e deu forças durante toda esta jornada.

A meu pai e mãe, Roberto Cardoso e Márcia Valéria, pelo carinho e dedicação para que

eu pudesse seguir meus sonhos.

A Ronaldo Cardoso por ser inspiração e grande incentivador dessa empreitada.

Ao orientador, Prof. Leandro Alcoforado Sphaier, pela oportunidade concedida e por

todo o conhecimento compartilhado.

A empresa Fina Cerva pela proposta e auxílio neste trabalho.

Aos amigos Allan Louzada, Evandro Barros, Gustavo Souza, Gian Zoline, João Quin-

tanilha, Lucas Licy, Pedro Pontes, Rian Santana e Victor Falcão por todos estes anos de

amizade.

Aos membros da banca por terem aceitado o convite.

A todos os colegas que colaboraram de forma direta e indireta na realização deste traba-

lho.

v

RESUMO

O presente trabalho tem por objetivo desenvolver uma câmara fria compacta para ar-

mazenamento de barris de chopp para um estabelecimento comercial de cerveja artesanal

de pequeno porte. O projeto consiste no cálculo da carga térmica (tanto dos produtos ar-

mazenados quanto as cargas externas) e especificações dos equipamentos necessários para

o funcionamento da câmara fria. Foram explicitados os cálculos dos fatores que influen-

ciam no projeto, bem como o princípio de funcionamento dos equipamentos que nele atuam.

Foram também analisados os principais aspectos relacionados a refrigeração industrial, fa-

zendo se uma comparação com o ciclo ideal para se avaliar o rendimento dos ciclos. O

sistema projetado foi calculado com um ciclo de refrigeração por compressão mecânica de

vapor com o R134a como fluido de trabalho. A câmara em questão tem capacidade de ar-

mazenar 600 litros de chopp, a serem mantidos a temperatura com valores entre 1ºC e 5ºC,

enquanto a temperatura média máxima do ambiente externo é 35ºC. Para determinação das

propriedades do ar foi utilizado o software Grapsi e para os estados do refrigerante no ciclo

foi utilizado o software CATT-3. Os resultados calculados indicam que o sistema projetado

promove a remoção de calor do espaço interno a uma taxa de 1,896 kW, usando para isso

dois evaporadores. Ainda, o compressor hermético recíproco selecionado possui 0,609 kW

de potência e o condensador 2,77 kW de capacidade. O COP resultante do sistema projetado

é de 4,05.

Palavras-Chave: Câmara fria. Refrigeração. Carga térmica.

vi

ABSTRACT

The objective of the present work is to develop a compact cold chamber for the storage

of kegs of draft beer to a small craft brewery business. The project consists of calculating

the thermal load (by the stored products and also the external loads) and specifications of the

equipment required for the operation of the cold chamber. The calculations of the factors

influencing the project were explained, as well as the operational principle of the equipment

that works in it. The main aspects related to industrial refrigeration were also analyzed,

making a comparison with the ideal cycle to evaluate the cycles performance. The designed

system was calculated with a mechanical compression refrigeration cycle with R134a as the

working fluid. This chamber has the storage capacity of 600 liters of chopp, to be kept at a

temperature between 1°C and 5°C, while the maximum average temperature of the external

environment is 35°C. The Grapsi software was used to determine the air properties and the

CATT-3 software was used for the refrigerant conditions in the cycle. The calculated results

indicate that the designed system promotes the removal of heat from the internal space at a

minimum rate of 1,896 kW, using two evaporators. Also, the selected reciprocating hermetic

compressor has 0.609 kW of power and the condenser has 2.77 kW of capacity. The COP

resulting from the projected system is 4.05.

Key-Words: Cold chamber. Refrigeration. Heat load.

vii

SUMÁRIO

1. INTRODUÇÃO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17

1.1 MOTIVAÇÃO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

1.2 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

2. CONCEITOS PRELIMINARES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

2.1 PRIMEIRA LEI DA TERMODINÂMICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

2.2 SEGUNDA LEI DA TERMODINÂMICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

2.3 PROCESSOS REVERSÍVEIS E IRREVERSÍVEIS . . . . . . . . . . . . . . . 22

2.4 TRANSFERÊNCIA DE CALOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

2.4.1 Condução . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

2.4.2 Convecção . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26

2.4.3 Radiação . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

2.4.4 Resistência Térmica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28

2.5 CONCEITOS BÁSICOS DE PSICROMETRIA . . . . . . . . . . . . . . . . . 30

2.5.1 Temperatura de Bulbo Úmido e Temperatura de Bulbo Seco . . . . . . 31

2.5.2 Umidade Relativa e Umidade Absoluta . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

2.5.3 Ponto de Orvalho . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

2.5.4 Carta Psicrométrica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

2.6 REFRIGERAÇÃO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

2.6.1 Ciclo de Refrigeração Carnot . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

2.6.2 Ciclo ideal de Refrigeração por compressão a vapor . . . . . . . . . . 35

2.6.3 Balanço de energia Para o ciclo teórico por compressão a vapor . . . . 37

2.6.4 Ciclo Real de compressão a vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41

2.7 FLUIDO REFRIGERANTE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

2.7.1 Questão Ambiental . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 45

2.7.2 Propriedades dos Refrigerantes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47

viii

ix

3. DIMENSIONAMENTO DA CÂMARA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51

3.1 RESERVATÓRIOS DE CALOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51

3.1.1 Condições Externas à Câmara . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51

3.1.2 Condições Internas da Câmara . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53

3.2 ISOLAMENTO TÉRMICO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

3.2.1 Propriedades dos isolantes térmicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55

3.2.2 Escolha do material Isolante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56

3.2.3 Espessura do Isolante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57

3.3 DIMENSIONAMENTO DA CÂMARA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59

3.3.1 Capacidade de Armazenamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 60

3.3.2 Dimensões Finais . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 60

3.4 CARGA TÉRMICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

3.4.1 Carga Térmica de Transmissão de Calor Pelas Paredes Tetos e Piso . 64

3.4.2 Carga dos Produtos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65

3.4.3 Carga de Infiltração . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 66

3.4.4 Carga Térmica Devido a Outros Fatores . . . . . . . . . . . . . . . . . 70

3.4.5 Carga térmica total . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 74

3.5 SELEÇÃO DO FLUIDO REFRIGERANTE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 74

4. SELEÇÃO DE EQUIPAMENTOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 77

4.1 COMPRESSOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 77

4.1.1 Compressor Alternativo ou Recíproco . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79

4.1.2 Seleção do Compressor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79

4.2 CONDENSADOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81

4.2.1 Capacidade do Condensador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82

4.3 EVAPORADOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82

4.3.1 Seleção do Evaporador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 84

4.4 DISPOSITIVO DE EXPANSÃO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 85

4.4.1 Seleção da válvula de expansão termostática . . . . . . . . . . . . . . . 88

x

5. CONCLUSÕES E PERSPECTIVAS FUTURAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . 89

6. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91

7. ANEXOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 94

7.1 Anexo I - Paineis Isojoint Frigo PUR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 94

7.2 Anexo II - Detalhamento Câmara Fria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 95

7.3 Anexo III - Evaporador Trineva FTH . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 97

7.4 Anexo IV - Compressore MTZ Danfoss . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 98

7.5 Anexo V - Condensadores Elgin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 99

7.6 Anexo VI - Válvula de Expansão Termostática T2 Danfoss . . . . . . . . . . . 100

LISTA DE FIGURAS

1.1 Exemplo de Câmara Fria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

2.1 Diagrama (A)Motor térmico (B)Refrigerador/Bomba de calor . . . . . . . . . 21

2.2 Condução térmica em Parede . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25

2.3 Condutividade térmica para diferentes materiais . . . . . . . . . . . . . . . . . 25

2.4 Parede de câmara fria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

2.5 Diagrama Ciclo de refrigeração de Carnot . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

2.6 Diagrama T-S Ciclo de Carnot . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

2.7 Ciclo de Refrigeração por compressão a vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

2.8 Diagramas Ciclo de Refrigeração Ideal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

2.9 Queda de Pressão no ciclo por compressão Real . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

2.10 Sub-resfriamento no ciclo por compressão Real . . . . . . . . . . . . . . . . . 43

2.11 Superaquecimento no ciclo por compressão Real . . . . . . . . . . . . . . . . . 43

3.1 Localização da Estação convencional do Rio de Janeiro . . . . . . . . . . . . . 52

3.2 Painel Isojoint Frigo da Isoeste . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59

3.3 (a)Barril Inox AISI 304 30L (b)Barril de Pet 30L . . . . . . . . . . . . . . . . 60

3.4 Arranjo dos barris no interior da câmara . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 61

3.5 Escada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62

3.6 Câmara vista frontal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62

3.7 Modelo 3D Câmara Fria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

3.8 Escoamento de ar em abertura de Porta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

3.9 Diagrama R-134a ciclo Ideal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 76

3.10 Diagrama Ciclo Com dois Evaporadores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 76

4.1 Classificação dos Compressores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 77

4.2 Compressores Maneurop . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 78

4.3 Condensador Elgin . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82

4.4 Evaporador FTH Trineva . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 85

xi

xii

4.5 Válvula de expansão de equalização interna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

4.6 Válvula de expansão de equalização externa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

4.7 Válvula de expansão Danfoss . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 88

LISTA DE TABELAS

2.1 Fatores de conversão para TR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

2.2 Propriedades Ambientais CFC’s . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47

2.3 Classificação de segurança . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49

2.4 Classificação de segurança dos Refrigerantes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49

3.1 Dados médios mensais INMET . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52

3.2 Condições do ambiente externo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53

3.3 Diferencial de temperatura para seleção de evaporadores . . . . . . . . . . . . 53

3.4 Condições do ambiente Interno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

3.5 Classificação do isolamento térmico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58

3.6 Dados dos Painéis Frigo da Isoeste . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59

3.7 Especificações técnicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 61

3.8 Características dimensionais das portas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 68

3.9 Fator de escoamento de Porta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70

3.10 Efetividade para dispositivos de proteção de portas . . . . . . . . . . . . . . . . 70

3.11 Tempo de operação Típico de compressores Frigoríficos . . . . . . . . . . . . 72

3.12 Rendimentos de Motores Elétricos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73

3.13 Cargas Térmicas do Projeto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 74

3.14 Estados termodinâmicos do R-134 no ciclo Ideal . . . . . . . . . . . . . . . . . 75

xiii

NOMENCLATURA

A Área (m2)

COP Coeficiente de performance

D Fator de portas

E Radiação emitida (kW/m2)

ER Efeito de refrigeração (kJ/kg)

Fm Fator de massa específica

G Irradiação (kW/m2)

g Aceleração da gravidade (9,81 m/s2)

h Entalpia (kJ/kg)

H Altura (m)

k Condutividade térmica (W/m K)

L Comprimento (m)

m Massa (kg)

m Vazão mássica (kg/s)

N Número de aberturas de portas

P Pressão (MPa)

Q Calor (J)

Q Taxa de transferência de Calor (kW)

q Carga para o escoamento completamente desenvolvido (kW)

q′′

Fluxo de calor (kW/m2)

R Resistência Térmica (K/W)

s Entropia específica (kJ/kg K)

T Temperatura (K)

t Tempo (s)

U Coeficiente global de transferência de calor (W/m2K)

xiv

xv

U R Umidade relativa

U A Umidade Absoluta

V Velocidade (m/s)

v Volume específico (m3/kg)

V Vazão volumétrica (m3/s)

W Trabalho (J)

W Potência de trabalho (kW)

Símbolos Gregos

α absortividade

ε Emissividade

ε Efetividade de proteção do sistema da porta

η Eficiência

θ Tempo nas portas (s)

λ Coeficiente de troca de calor (W/m2 K)

ρ Massa específica (kg/m3)

σ Constante de Stefan-Boltzmann (5,6697 10−8 W/m2K4)

Subscritos

c Referente a condensação

cn Referente a corpo negro

cond Referente a condução

conv Referente a convecção

cp Referente ao compressor

d Relativo ao tempo referencial

e Referente a evaporação

emb Referente a embalagem

ent Referente a entrada

xvi

eq Referente a equivalente

ext Referente ao ambiente externo

f Relativo a escoamento

i Relativo ao ar de infiltração

i lum Referente a carga devido a iluminação

i n f Referente a carga de infiltração

i nox Referente a aço inoxidável

i nt Referente ao interior da câmara

par ede Referente a carga de transmissão de calor pelas paredes, teto e piso.

pet Referente ao material pet

pi so Referente ao piso

por t a Referente a porta

pr od Referente a produto

r Relativo ao ar refrigerado

r ad Referente a radiação

s Referente a superfície

sai Referente saída

t Relativo ao tempo de abertura

tub Referente a tubulação

vc Referente ao volume de controle

vent Referente a carga devido ao ventilador

vi z Referente a vizinhança

0 Referente a permanência de abertura

∞ Referente a distante da superfície

1 INTRODUÇÃO

A refrigeração e o condicionamento de ar possibilitaram enormes avanços na sociedade,

em termos científicos, econômicos e de qualidade de vida. Suas aplicações são encontra-

das nos mais variados setores industriais tais como na indústria química, de alimentos e de

processos, envolvendo dois terços das aplicações e industria manufatureira e laboratórios

(Stoecker e Jabardo, 2002). Através deles foi possível, armazenar, distribuir e prolongar a

vida útil de alimentos, aprimorar as condições de vida e trabalho em lugares com climas

adversos, implementar processos químicos.

De acordo com Stoecker e Jabardo (2002), a refrigeração pode ser caracterizada pela

faixa de temperatura de operação. No limite inferior, as temperaturas podem atingir valores

entre -60 e -70ºC, no limite superior 15ºC. Aplicações em que se verifiquem temperaturas

menores que o limite inferior pertencem à industria da criogenia. Aplicações que atendem

temperaturas acima do limite superior correspondem ao condicionamento de ar. A refrigera-

ção tem como objetivo principal a redução da temperatura de alguma substância ou meio. Os

componentes básicos são: compressores, trocadores de calor, ventiladores, bombas, tubos,

dutos e controles. Os fluidos mais comuns são ar, água e alguns refrigerantes.

O conjunto desses equipamentos consome energia elétrica para produzir trabalho com a

intenção de remover calor da substância ou meio a ser resfriado e rejeitar calor a uma fonte

térmica de temperatura mais elevada.

Uma câmara frigorífica é qualquer espaço de armazenagem, que tenha as suas condições

internas controladas por um sistema de refrigeração, como mostra a figura 1.1. Existem

basicamente dois tipos de câmaras: câmaras de resfriados, cuja finalidade é proteger os

produtos em temperaturas próximas de 0ºC, e a câmaras de congelados, cuja finalidade é

prolongar o período de estocagem dos produtos, à baixas temperaturas, em geral abaixo de

-18ºC.

Para o correto dimensionamento de câmaras frias é preciso fazer as especificações do

produto. Isto consiste em identificar sua natureza, frequência de entradas e saídas, quanti-

dades armazenada, tipo de embalagens e condições de estocagem (temperatura, umidade).

Faz-se também a avaliação das condições locais da instalação, avaliando fatores ambientais

17

18

Fig. 1.1: Exemplo de Câmara FriaFonte: Gfrio (2018)

e limitações ligadas ao espaço disponível para a construção, iluminação adequada, número

de portas e seus tamanhos e isolamento térmico, para definir as dimensões geométricas da

câmara.

A quantidade de energia a ser removida da câmara, para garantir a manutenção da tem-

peratura em seu interior é chamada carga térmica. Seu valor é a soma das diferentes fontes

de calor como infiltrações, pessoas, equipamentos, produtos, radiação solar dentre outras. A

partir do seu cálculo faz-se a seleção dos componentes, através dos catálogos dos fornecedo-

res, considerando as exigências do projeto e o custos de aquisição e operação.

1.1 MOTIVAÇÃO

De acordo com a CervBrasil (2016) (Associação Brasileira da Industria da Cerveja), a

indústria da cerveja movimenta uma rede que envolve desde a pesquisa, o cultivo, o pro-

cessamento e a comercialização de insumos e matérias-primas até a entrega do produto ao

consumidor, no ponto de venda. O Brasil é o terceiro produtor mundial de cervejas e seu

consumo per capita está em 27º lugar contando com um milhão de negócios da alimentação

fora do lar. A venda de cervejas cresce em relação direta com a melhoria dos negócios dos

bares e restaurantes, e vice-versa.

A venda de cerveja artesanal no Brasil têm crescido muito nos últimos anos, e uma ten-

19

dência recente de mercado é a demanda por cerveja na forma de chopp, a qual é armazenada

em barris que, na maior parte das vezes, não são pasteurizados e requerem o armazenamento

a temperaturas próximas de 0ºC para manter a qualidade. Para barris que não foram abertos

ainda, este período em geral é próximo a 6 meses; porém uma vez que um barril é aberto,

este período em geral se limita a uma semana, mesmo mantido refrigerado.

Em diversos pontos de vendas, a opção por serviço de cerveja na forma de chopp envolve

o armazenamento de barris à temperatura ambiente e a refrigeração da cerveja utilizando

chopeiras elétricas ou a gelo. A instalação de uma câmara fria compacta nestes tipos de

estabelecimentos permite uma maior vida útil para a cerveja armazenada em barris, e conse-

quentemente uma melhor qualidade do produto servido. Isto se torna ainda mais importante

no mercado de cervejas artesanais onde diversos estabelecimentos comerciais de pequenos

portes estão trabalhando com um número cada vez maior de variedades de cerveja na forma

de chopp a serem servidas simultaneamente, o que implica em uma quantidade maior de bar-

ris abertos e uma necessidade maior ainda por câmaras frias para armazenar barris. Devido a

limitação de espaço nestes estabelecimentos, câmaras frias compactas tornam-se necessárias.

Na câmara fria o barril é previamente armazenado e condicionado, e o produto se encon-

tra na temperatura que será servido. Além disso, a câmara pode conter um maior número

de barris. Com essa alteração, o estabelecimento de pequeno porte poderá oferecer maiores

variedades do produto e mantê-lo armazenado a uma temperatura que permita o aumento da

longevidade de seu consumo.

1.2 OBJETIVO

Diante do exposto anteriormente, o objetivo desse trabalho é realizar o projeto da câmara

fria compacta para comportar uma quantidade de barris de cerveja que atendam a demanda

de um estabelecimento de pequeno porte, garantindo assim a qualidade, a longevidade e

distribuição do produto. Para tal, será feito o estudo das condições ambientais do local de

instalação do equipamento, dos parâmetros de armazenamento ideal e determinação das di-

mensões da câmara e da carga térmica. Diante dos resultados é feito a consulta a fabricantes

e seleção dos equipamentos envolvidos no ciclo de refrigeração.

2 CONCEITOS PRELIMINARES

Esse capítulo expõem conceitos fundamentais, com base em diferentes autores, que en-

volvem sistemas refrigeração e seus componentes. Servirá de fundamentação para o desen-

volvimento do trabalho. Dentre os assuntos abordados encontra-se: princípios de termodinâ-

mica, transmissão de calor e refrigeração industrial. Serão descritos os ciclos (ideais e reais)

e suas variações, e expostas as principais equações para escolha e avaliação de componentes

do ciclo.

2.1 PRIMEIRA LEI DA TERMODINÂMICA

Segundo Sonntag e Borganakke (2013), a primeira lei representa o balanço de energia

em um sistema (neste caso, um sistema aberto) é expressor pela equação.

dEvc

d t= Qvc −Wvc +

∑ment (hent +

V 2ent

2+g Hent )−∑

msai (hsai +V 2

sai

2+g Hsai ) (2.1)

onde: dEvcdt é a variação de energia total do volume de controle, em um intermavo de tempo;

Qvc é o calor líquido que entra no volume de controle; Wvc é o Trabalho sobre o volume de

controle; ment e msai são as vazões em massa de entrada e saída; hent e hsai são as entalpias

das massas de entrada e saída; Vent e Vsai são as velocidades médias das massas de entrada

e saída; g é a aceleração da gravidade; e H a altura.

Em um sistema que percorre um ciclo fechado o estado termodinâmico inicial é igual ao

estado final do sistema. Nesse caso, a variação total de energia interna é nula e a equação

pode ser reduzida para expressão:

Qci l co = Wci cl o (2.2)

A conservação de massa é dada pela equação:

dmvc

d t=∑

me −∑

ms (2.3)

20

21

2.2 SEGUNDA LEI DA TERMODINÂMICA

A primeira lei da termodinâmica estabelece que, num sistema que percorre um ciclo, a

integral cíclica de calor é igual a integral cíclica de trabalho. Contudo, a primeira lei não

impõe restrições nos sentidos de transferências de energia. A segunda lei da termodinâmica

define que todos os processos conhecidos ocorram em um sentido, e não no oposto. Um

ciclo somente ocorrerá se obedecer simultaneamente a primeira e a segunda leis (Sonntag e

Borganakke, 2013).

As máquinas térmicas cíclicas podem ser divididas em três tipos: motores térmicos, re-

frigeradores e bombas de calor. Um motor térmico (figura 2.1A) opera segundo um ciclo,

realizando trabalho líquido positivo às custas da transferência de calor de um corpo a alta

temperatura para outro de temperatura inferior. No motor térmico o objetivo é realizar tra-

balho e o custo é o calor removido da fonte quente. O refrigerador e a bomba (figura 2.1B)

Fig. 2.1: Diagrama (A)Motor térmico (B)Refrigerador/Bomba de calor

são sistemas que recebem calor de um corpo a baixa temperatura e cedem a um outro de

temperatura mais elevada a custas de um trabalho. A diferença entre a bomba de calor e o

refrigerado está no objetivo do equipamento. O refrigerador é construído com o intuído de

manter um ambiente resfriado, ou seja, o objetivo é a remoção de calor do reservatório de

baixa temperatura. Na bomba de calor o objetivo é manter um ambiente aquecido, ou seja,

ceder calor ao reservatório de alta temperatura.

Para avaliar esses sistemas usa se o conceito de rendimento térmico (η) para motores

térmicos e coeficiente de desempenho ou coeficiente de performance (COP) para bombas de

22

calor e refrigeradores.

O rendimento térmico é dado por

η= W

Qc= 1− Qc

Qe(2.4)

enquanto para o refrigerador o coeficiente de desempenho é dado pela equação

COP = Qe

W= Qe

Qc −Qe(2.5)

e o coeficiente de desempenho para a bomba de calor é a equação

COP′ = Qc

W= Qc

Qc −Qe(2.6)

Existem dois enunciados clássicos para a segunda lei. Boles e Cengel (2013) os apresen-

tam da seguinte maneira:

• Enunciado de Kelvin-Planck: é impossível construir um dispositivo que opere num ci-

clo termodinâmico e receba calor de apenas um reservatório e produza uma quantidade

de trabalho. Em outros termos não existe máquina térmica com e 100% de rendimento,

para o dispositivo existir, o fluido de trabalho deve trocar calor com diferentes reser-

vatórios.

• Enunciado de Clausius: é impossível construir um dispositivo que opere num ciclo que

não produza outros efeitos além da passagem de calor de um corpo frio para um corpo

quente. Em outros termos, não existe refrigerador (ou bomba de calor) que funcione

sem receber trabalho (W = 0), ou seja, o coeficiente de desempenho será sempre menor

que infinito.

2.3 PROCESSOS REVERSÍVEIS E IRREVERSÍVEIS

Os processos que ocorrem em uma determinada direção e, uma vez ocorridos, não podem

ser invertidos espontaneamente para restabelecer estado inicial do sistema são classificados

23

como irreversíveis. O processo reversível é definido como aquele que pode ser revertido sem

deixar vestígios nos arredores, ou seja, tanto o sistema como os arredores retornam aos seus

estados iniciais após o término do processo reverso (Boles e Cengel, 2013).

Existem muitas causas de irreversibilidade. Algumas mais comuns serão descritas a

seguir:

• Atrito: sempre que existir movimento relativo entre duas superfícies sólidas, ou entre

uma superfície e um fluido, o atrito aparece, como uma força dissipativa que se opõem

ao movimento. Numa máquina térmica o atrito exerce influência, por exemplo, em

escoamentos de máquinas de fluxo (bombas, turbinas, compressores, trocadores de

calor, válvulas), e escoamento nos dutos de sucção e recalque.

• Expansão sem restrição: para uma expansão ser reversível a diferença entre a força

exercida pelo gás e a força resistente deve ser infinitesimal. Nesse caso a velocidade

de expansão é infinitesimal também, caracterizando um processo quase-estático. Na

prática, o movimento da fronteira ocorre por uma diferença finita entre as forças e

a expansão ocorre com velocidade finita, havendo um grau de irreversibilidade no

processo.

• Troca de calor com diferença finita de temperatura: o calor flui naturalmente no sen-

tido contrario ao gradiente de temperatura, até que se atinja um estado de equilíbrio

térmico entre eles. Para que os corpos voltem ao estado inicial, seria necessário reali-

zar trabalho para mover calor no sentido crescente de temperatura.

De acordo com Boles e Cengel (2013), a troca de calor pode ocorre somente se houver

diferença de temperatura. Portanto, é fisicamente impossível haver uma transferência

de calor completamente reversível. Contundo, a medida que a diferença de tempe-

ratura diminui a irreversibilidade também é menor. Então, a troca de calor por uma

diferença infinitesimal de temperatura pode ser considerada reversível. Para a quan-

tidade de calor transferido ser relevante a área superficial e o tempo de troca devem

ser aumentados, uma vez que o fluxo diminui junto com a redução do gradiente de

temperatura.

24

2.4 TRANSFERÊNCIA DE CALOR

Transferência de calor (ou simplesmente calor) é energia térmica em trânsito devido a

uma variação espacial de temperatura. Sempre que se apresentar uma diferença finita de

temperatura entre dois corpos ou meios, um fluxo de calor se estabelece. Existem três modos

de transferência de calor: condução, convecção e radiação. Os três modos podem ocorrer

de modo isolado, contudo na prática eles ocorrem de maneira simultânea (Incropera et al.,

2007).

2.4.1 Condução

Incropera et al. (2007) define condução como transferência de energia por difusão, no ní-

vel molecular, devido apenas a agitação molecular. Temperaturas mais altas estão associadas

a maiores energias moleculares. Quando moléculas vizinhas colidem, o que acontece cons-

tantemente, ocorre uma transferência de energia, do nível maior de energia para o menor. Na

presença de um gradiente de temperatura, a transferência de energia na forma de calor por

condução deve ocorre na direção decrescente de temperatura.

É possível quantificar a quantidade de calor transferido por unidade de tempo em um

processo de condução através da lei de Fourier. O fluxo de calor q′′(x), em (kW/m2), é

a taxa de calor transferido na direção x por unidade de área perpendicular ao direção de

transferência. Ele é proporcional ao gradiente de temperatura nessa direção. O sinal negativo

é uma consequência do fato do calor ir na direção decrescente de temperatura. Para uma

parede plana unidimensional com uma distribuição de temperatura T(x) a lei de Fourier é

dada pela equação

q′′(x) =−k

dT (x)

d x(2.7)

Quando a distribuição de temperatura é linear, onde T1 e T2 são as temperaturas nas duas

superfícies, e a espessura é dada por L, como na figura 2.2, a expressão para condução de

calor assume a forma da equação abaixo, nesse caso (considerando k constante) o fluxo de

25

calor não varia ao longo de x.

q′′ =−k

T2 −T1

L(2.8)

Fig. 2.2: Condução térmica em ParedeFonte: Incropera et al. (2007)

O coeficiente k, chamado condutividade térmica (W/m·K), é uma propriedade do mate-

rial que representa a capacidade de transporte de calor na parede. A figura 2.3 ilustra algumas

faixas de valores para diferentes materiais. Como pode se observar a energia térmica é trans-

portada mais facilmente em sólidos do que em líquidos, que por sua vez transporta melhor

energia que meios gasosos.

Fig. 2.3: Condutividade térmica para diferentes materiaisFonte: Incropera et al. (2007)

26

2.4.2 Convecção

A convecção é um composta por dois mecanismos. Além da transferência em nível

molecular por difusão a maior parte da energia é passada pelo movimento macroscópico de

um meio, como o escoamento de um fluido. O movimento associado a um gradiente de

temperatura contribui para as trocas de calor (Incropera et al., 2007).

No caso do fluido que escoa sobre uma superfície com temperatura diferente entre os

dois ocorre o surgimento de dois fenômenos de interesse. O primeiro é a variação da velo-

cidade do fluido pela influência da presença da superfície, e da viscosidade do fluido. Essa

região é chamada camada limite hidrodinâmica. O outro é o surgimento de uma região com

temperaturas intermediárias entre os valores da temperatura da superfície e a do fluido. Esta

por sua vez é a camada limite térmica.

Na região próxima a superfície predominam os efeitos da condução uma vez que a ve-

locidade relativa é baixa, em função da presença da placa. A contribuição do movimento

macroscópico se dá pelo fato de que a medida que o fluido progride na direção do escoa-

mento a camada limite se torna mais espessa. Eventualmente, o calor conduzido para essas

camadas é carregado para o fluido fora da camada.

Esse modo de transferência pode ser classificado em dois tipos de acordo com origem

do movimento. Na convecção forçada um agente externo como um ventilador ou bomba

provoca o escoamento do fluido. Na convecção livre, ou natural, a própria diferença de

temperatura dentro do fluido provoca um gradiente na massa específica do meio que gera um

movimento do fluido induzido pelas forças de empuxo.

O fluxo de calor por convecção pode ser quantificado através da Lei de resfriamento de

Newton:

q′′ =λconv (Ts −T∞) (2.9)

onde Ts é a temperatura da superfície (K); T∞ é a temperatura do fluido distante da placa

(K); λconv é o coeficiente de troca de calor por convecção (W/m2K). Este não se trata de

uma propriedade material, ele depende de fatores como, a geometria da superfície, natureza

27

do escoamento, e das propriedades termodinâmicas do fluido (Shapiro e Moran, 2002).

2.4.3 Radiação

De acordo com Cho et al. (1998), radiação térmica é radiação eletromagnética emitida

por um corpo em virtude de sua temperatura e à custa de sua energia interna. Apesar de

usualmente ser considerada para superfícies sólidas, pode ocorrer em líquidos e gases tam-

bém. A energia é transportada por ondas eletromagnéticas. Diferentemente da condução e

convecção ela não necessita de um meio material para acontecer. De fato, a radiação ocorre

com maior eficiência no vácuo.

No nível macroscópico, o cálculo da radiação térmica é baseado na lei de Stefan-Boltzmann,

que relaciona o fluxo de energia emitido por um radiador ideal (ou corpo negro) à quarta po-

tência da temperatura absoluta. Para um corpo real a radiação emitida (E) é descrita em

função da radiação máxima emitida pelo corpo negro (Ecn):

E = εEcn = εσT 4 (2.10)

Onde σ é a constante de Stefan-Boltzmann (σ= 5,6697x10−8 W/m2 K4), T é a temperatura

absoluta (K) do material e ε é a emissividade, propriedade radiativa da superfície.

A radiação pode ser incidente sobre um corpo, isso é, ter origem nas vizinhanças, rece-

bendo o nome de irradiação (G). Parte da radiação é absorvida, aumentando a energia térmica

da matéria. A taxa com que a energia é absorvida por unidade de área pode ser calculada

com o conhecimento da propriedade da superfície chamada absortividade (α). Essa proprie-

dade depende, inclusive, da fonte de energia, de modo que as absortividade da associadas a

radiação oriunda do sol e de uma parede são diferentes (G =ασT 4).

Um caso frequente é a troca de energia por radiação em uma superfície com temperatura

Ts que está completamente cercada por uma vizinhança com temperatura Tvi z .

Considerando um corpo cinza onde absortividade pode ser aproximada para um valor

igual a emissividade (α = ε), o fluxo de calor por radiação na superfície será dado pela

28

equação abaixo:

q′′ = E −G = εσ(T 4

s −T 4vi z) (2.11)

Definindo coeficiente de transferência de calor por radiação (λr ad ) na forma:

λr ad = εσ(Ts +Tvi z)(T 2s +T 2

vi z) (2.12)

O fluxo de calor por radiação pode ser reescrito como

q′′ =λr ad (Ts −Tvi z) (2.13)

2.4.4 Resistência Térmica

A resistência térmica, em uma analogia a resistência elétrica, é a dificuldade que um

material oferece ao transporte de energia térmica, assim como a resistência elétrica é a di-

ficuldade que o material oferece a passagem de elétrons. É a razão entre o gradiente de

temperatura (∆T) e a taxa de transferência de calor (Q), podendo ser expressa em função do

fluxo de calor (q ′′) e da área (A) perpendicular a direção do fluxo (Incropera et al., 2007).

R = ∆T

Q= ∆T

q ′′ A(2.14)

Este conceito é muito útil para a aplicação unidimensional em regime permanente e sem

geração interna de calor. Para esse caso, em qualquer superfície perpendicular à direção da

transferência de calor o fluxo de calor é constante.

As equações da resistência a condução em parede plana, convecção e radiação são dadas

respectivamente pelas expressões a seguir (Incropera et al., 2007).

Rcond = L

k A(2.15)

Rconv = 1

λconv A(2.16)

Rr ad = 1

λr ad A(2.17)

29

Além dessas resistências existe a resistência de contato, que se refere a dificuldades da

transmissão de calor no contato entre superfícies sólidas principalmente devido a rugosidade

nas superfícies. Em geral, pontos de contato são intercalados por espaços contendo ar.

Como mencionado anteriormente, apesar de serem descritas separadamente, os modos de

transferência de calor ocorrem simultaneamente, e/ou em sequência. É possível fazer associ-

ação de resistências em série e paralelo para encontrar uma resistência térmica equivalente.

A parede de uma câmara fria por exemplo (figura 2.4), é composta por um núcleo de

material isolante, com baixa condutividade térmica, e revestimentos nos dois lados de algum

tipo de placa impermeável. No interior das placas e no núcleo ocorre condução, na interação

entre o ar (externo e interno) e as placas ocorre convecção e entre a placa e o revestimento

existe o contato entre superfícies solidas, todos em associação em série. Além disso, a

radiação pode estar envolvida paralelamente.

Fig. 2.4: Parede de câmara fria

Para n associações em série, a resistência equivalente é dada pela soma das resistências

individuais, expressa por

Req =n∑

i=1Ri (2.18)

Para n associações em paralelo, a resistência equivalente é calculada pelo inverso da

30

soma do inverso de cada resistência individual, como mostra a equação

Req = (n∑

i=1(Ri )−1)−1 (2.19)

Com sistemas complexos é comum trabalhar com o conceito de coeficiente global de

transferência de calor (U), em W/m2K, dado pela equação

U = 1

Req A(2.20)

onde Req é a resistência equivalente total, ou seja, a união de todas a associações possí-

veis no sistema.

Para essa notação a taxa de transferência de calor pode ser escrito da seguinte forma:

Q =U A∆T (2.21)

Os fabricantes de isolamento térmico, geralmente fornecem em seus catálogos o valor da

condutividade térmica do núcleo e o coeficiente global de transmissão de calor do conjunto

núcleo-revestimentos. Para que sejam feito os cálculos de espessura do isolante.

2.5 CONCEITOS BÁSICOS DE PSICROMETRIA

O ar atmosférico é uma mistura de gases e vapor d’água, a composição do ar seco é re-

lativamente constante: 78,1% nitrogênio, 20,9% oxigênio, 0,9% argônio, além de traços de

outros gases, variando apenas ligeiramente com o tempo, localização e altitude. A psicrome-

tria é o estudo da mistura de ar e vapor d’água. A maioria dos processos de condicionamento

de ar e refrigeração envolvem na verdade uma mistura de ar seco e vapor d’água. A quan-

tidade de vapor d’água pode variar de zero a um máximo determinado pela temperatura e

pressão da mistura (ar saturado) (Venturini e Carvalho, 2006).

31

2.5.1 Temperatura de Bulbo Úmido e Temperatura de Bulbo Seco

A temperatura de bulbo úmido (TBU) é obtida com o termômetro que tem seu bulbo

coberto com uma mecha de algodão, saturada com água. Quando a mistura ar-vapor não

é saturada a água da mecha é evaporada no ar envolvente e quando o ar é soprado sobre

o tecido provoca queda de temperatura. A temperatura de bulbo seco (TBS) é obtida por

termômetro mede simplesmente a temperatura do ar (Sonntag e Borganakke, 2013).

2.5.2 Umidade Relativa e Umidade Absoluta

A umidade relativa é definida como sendo a razão entre a fração molar do vapor de água

no ar úmido e a fração do vapor de água no ar saturado para a mesma temperatura e pressão.

Considerando vapor e ar gases perfeitos pode ser expressa por (Venturini e Carvalho, 2006).

U R = pressão parcial do vapor d’águapressão de saturação da agua pura a mesma temperatura

(2.22)

A umidade absoluta é definida como sendo a razão entre a massa de vapor d’ água e a

massa do ar seco (Venturini e Carvalho, 2006).

w = massa de vapor d’águamassa do ar seco

(2.23)

2.5.3 Ponto de Orvalho

Dado uma mistura saturada a uma temperatura, pressão e umidade absoluta, à medida

que esta mistura é resfriada à pressão constante, a temperatura a qual começa a condensação

é o ponto de orvalho.

2.5.4 Carta Psicrométrica

As cartas psicrométricas são diagramas onde estão registradas as propriedades da mistura

entre o ar seco e o vapor d?água, são elaborados para uma determinada altitude.

32

2.6 REFRIGERAÇÃO

Refrigeração é o processo de extração de calor de uma fonte térmica a baixa temperatura

e transferência para uma fonte térmica de alta temperatura. A refrigeração mantem a tempe-

ratura da fonte de calor abaixo da do seu entorno ao transferir o calor extraído, e uma energia

de entrada, para o meio de dissipação de calor, o ar atmosférico, ou a água (Wang, 2001).

O sistema de refrigeração é uma combinação de componentes e equipamentos conectados

em sequência para produzir o efeito da refrigeração. Existem diferentes tipos de sistemas,

que são classificados de acordo com a energia de entrada e a sequência de processos. São

os principais: sistema por compressão a vapor, sistema por absorção e sistema por efeito

termoelétrico.

O sistema por compressão a vapor é o mais utilizado na prática por apresentar grande

efeito frigorífico, por motivos econômicos e operacionais. Por essas razões será o abordado

nesse projeto. A seguir será descritos o ciclo teórico de Carnot e o ciclo de refrigeração por

compressão a vapor ideal e real.

2.6.1 Ciclo de Refrigeração Carnot

De acordo com segunda Lei da termodinâmica, não existe máquina térmica com eficiên-

cia de 100% nem refrigerador com coeficiente de eficácia infinito. Entretanto, deve haver um

ciclo no qual se obtém o rendimento máximo. Esse ciclo recebe o nome de ciclo de Carnot

em homenagem ao engenheiro francês Sadi Carnot (1796-1832). O ciclo em questão é um

sistema idealizado onde todos os processos operando entre dois reservatórios térmicos são

reversíveis (Sonntag e Borganakke, 2013).

O vapor entra no compressor onde energia é adicionada ao sistema por meio do trabalho

do compressor que leva o vapor a um estado de alta temperatura e pressão num processo

adiabático (1-2). Ao sair do compressor o refrigerante está com a mesma temperatura do

reservatório quente, portanto, ao passar pelo condensador rejeita calor para ele de maneira

isotérmica (2-3). O fluido sai do condensador como líquido com alta temperatura e pressão

e em seguida passa por um motor térmico onde realiza uma expansão adiabática (3-4). Após

a expansão o refrigerante é uma mistura de vapor e líquido com temperatura igual ao do

33

reservatório frio, ele passa pelo evaporador onde recebe calor do recinto e volta a condição

inicial fechando o ciclo (4-1). Os componentes e etapas do ciclo refrigerador de Carnot estão

representados na figura 2.5.

Fig. 2.5: Diagrama Ciclo de refrigeração de CarnotFonte: Stoecker e Jabardo (2002)

Vale salientar que processos adiabáticos reversíveis são consequentemente isentrópicos.

O diagrama temperatura vs entropia (T-s), representado na figura 2.6, mostra o caminho

percorrido pelo fluido refrigerante no ciclo de Carnot.

Fig. 2.6: Diagrama T-S Ciclo de CarnotFonte: Macagnan (2015)

Para processos isotérmicos reversíveis o calor é dado pela equação

Q =∫

T dS = T∆S (2.24)

34

A variação da entropia no evaporador e condensador são iguais. Dessa forma, o COP

para o ciclo de carnot pode ser reescrito em função da temperatura dos reservatórios

COPcar not = Te

Tc −Te= 1

TcTe

−1(2.25)

onde Te é a temperatura de vaporização e Tc a temperatura de condensação.

De acordo com Wylen e Sonntag (1976), dois princípios importantes são obtidos a res-

peito do ciclo de Carnot, ao observar a equação.

• Princípio 1: não existe ciclo de refrigeração com coeficiente de performance mais alto

do que um ciclo reversível, desde que opere entre as mesmas temperaturas.

• Princípio 2: todos os ciclos reversíveis que trabalham entre as mesmas temperaturas

apresentam o mesmo COP.

Outra observação importante obtida partir da equação é que se otimiza o COP ao optar

por temperaturas mais elevadas no evaporador e quando se reduz a temperatura do condensa-

dor. De acordo com Matos (2004), a temperatura do refrigerante no condensador deve estar

sempre acima da temperatura do meio de condensação. Para o ar como meio de condensa-

ção, se indica ao refrigerante o valor da temperatura do ar externo mais 10ºC. Nesse projeto

o reservatório quente é o ambiente da cidade de Niterói (Text =35ºC).

Tc = 35+10 = 45◦C = 318,15 K (2.26)

O reservatório frio é o interior da câmara fria. Como será visto posteriormente a tem-

peratura do fluido no evaporador está 6 graus abaixo do ambiente refrigerado (Ti nt =1ºC).

Trata-se de uma relação entre a umidade relativa a ser mantida e a diferença entre a tempe-

ratura interna e a de vaporização.

Te = 1−6 =−5◦C = 268,15 K (2.27)

Logo, para o ciclo de Carnot que trabalha entre esses reservatórios, o coeficiente de

performance é: COPC ar not = 5,36.

35

O ciclo de refrigeração de Carnot é o de maior eficiência, contudo sua aplicabilidade

esbarra em questões operacionais. Os processos isotérmicos de transferência de calor não

são difíceis de serem alcançados na prática, dado que durante a mudança de fases se a pressão

for constante a temperatura também é constante. Contudo, nos processos adiabáticos ocorre

a passagem de vapor úmido, o que gera a necessidade de equipamentos que trabalhem com

as duas fases. Esse problema poderia ser resolvido ao fazer o refrigerante trabalhar fora da

região de saturação, ou seja, sempre como vapor. Mas nesse caso se introduziria problemas

nas operações isotérmicas (Boles e Cengel, 2013).

2.6.2 Ciclo ideal de Refrigeração por compressão a vapor

Neste ciclo o motor é substituído por uma válvula de expansão e o processo de estrangu-

lamento do escoamento nesse dispositivo é irreversível, enquanto a expansão no ciclo carnot

é reversível. A diferença se dá para que o compressor trabalhe apenas com vapor e não com

uma mistura de líquido e vapor. Evitar a compressão úmida é interessante pois nesse caso

ocorrem alguns problemas. O primeiro é a diluição do óleo de lubrificação pela presença do

refrigerante líquido (caso dos compressores alternativos). Esta diluição reduz a eficiência de

lubrificação do óleo. O segundo problema ocasionado pela presença de líquido na compres-

são está relacionado com a possibilidade de ocorrência de danos nas válvulas, resultantes

da ação de erosão promovida pelo líquido. Uma outra dificuldade da compressão úmida

está relacionada ao controle da vazão da mistura de modo que o estado do refrigerante seja

exatamente o definido em projeto, estado 1 (Macagnan, 2015).

No processo de expansão é mais simples que se tenha um processo irreversível com

uma válvula de expansão ou tubo capilar, do que possuir um dispositivo de expansão que

receba líquido saturado e descarregue uma mistura líquido vapor de forma reversível, dessa

maneira, a expansão deixa de ser isentrópica. No ciclo de refrigeração a vapor ela passa a

ser isentálpica.

A figura 2.7 apresenta o ciclo ideal para a refrigeração por compressão a vapor, segundo

o ciclo 1-2-3-4-1. Nos diagramas Temperatura vs entropia e pressão vs entalpia da figura 2.8

é possível verificar o afastamento do ciclo de Carnot, 1’-2’-3’-4’-1’.

36

Fig. 2.7: Ciclo de Refrigeração por compressão a vaporFonte: Macagnan (2015)

Fig. 2.8: Diagramas Ciclo de Refrigeração IdealFonte: Macagnan (2015)

Para compreender o ciclo é necessário considerar os quatro processos em separado.

Considera-se que nas tubulações entre equipamentos não há alterações de natureza termodi-

nâmica. A seguir, estão descritos os estados termodinâmicos do fluido de trabalho em cada

processo.

Compressão (processo, 1-2): o vapor saturado a pressão e temperatura de vaporização

entra no compressor para receber energia por meio de trabalho mecânico (T1 = Te). Sai do

equipamento a alta temperatura e na pressão de condensação (P2 = Pc). A compressão é

adiabática e reversível, consequentemente isentrópica (S1 = S2). Desconsidera-se o efeito do

atrito e só há transferência de energia entre a compressor e vapor. Ao sair o refrigerante se

encontra no estado de vapor superaquecido.

Condensação (processo, 2-3): no condensador o vapor perde calor para o meio conden-

sante (água ou ar) e sai do condensador na forma líquida. A evolução durante todo o processo

37

é isobárica (P3 = P2), havendo dois momentos distintos relacionados a evolução da tempe-

ratura, no primeiro o vapor superaquecido vai a temperatura do vapor saturado e depois o

vapor é condensado isotermicamente, e o refrigerante vira líquido saturado na temperatura

de condensação (T3 = Tc).

Expansão (processo, 3-4): antes de expandir o refrigerante se encontra no reservatório

líquido a pressão e temperatura de condensação. Ele segue pela linha até a válvula de expan-

são. O refrigerante sofre um estrangulamento adiabático irreversível e isoentálpico, (h3 = h4)

ao passar pela válvula de expansão. Apesar de não ocorrer trocas de calor com o meio ex-

terno, parte do refrigerante vaporiza ao remover calor da massa líquida. Assim na saída do

dispositivo se encontra uma mistura líquido vapor com temperatura e pressão de vaporização

(T4 = Te) e (P4 = Pe).

Vaporização (processo, 4-1): a mistura de líquido e vapor entra no evaporador com pres-

são e temperatura de vaporização. Ao passar pela tubulação desse equipamento a massa

líquida do fluido de trabalho recebe calor(carga térmica) do interior da câmara e passa a con-

dição de vapor saturado. Esse processo é isobárico (P4 = P1) e isotérmico (T4 = T1) e na

saída do evaporador só há vapor.

Como já visto anteriormente o desempenho do refrigerador é dado em termo do coefici-

ente de performance (equação 2.5). Será, portanto, a razão entre a carga térmica (Qe), calor

absorvido pelo refrigerante no evaporador, e o trabalho envolvido no processo de compressão

do vapor (Wcp).

2.6.3 Balanço de energia Para o ciclo teórico por compressão a vapor

Segundo Venturini e Pirani (2005), a análise do ciclo teórico permitirá simplificações

para verificar os parâmetros que tem influência no desempenho do sistema.

Inicialmente é preciso admitir as seguintes hipóteses:

• Tubulações muito bem isoladas, paredes adiabáticas, Qtub = 0.

• Compressão adiabática reversível, Qcp = 0

• Variações da energia cinética e potencial desprezíveis

38

• Na válvula de expansão a área de troca térmica é pequena

• Expansão adiabática

• Vazão em massa em todo ciclo é constante e igual à vazão em massa do refrigerante

Aplicando a primeira lei para todo o ciclo obtém-se:

Qe +Wcp = Qc +Qcp +Qtub (2.28)

onde Qe é a capacidade de refrigeração, Wcp a potência do compressor, Qc a taxa de transfe-

rência de calor no condensador, Qcp a taxa de transferência de calor no compressor, e Qtub

a taxa de transferência de calor nas tubulações.

Capacidade de refrigeração (Qe)

Trata-se da taxa de transferência de calor que precisa ser removida do ambiente a ser

refrigerado, através do evaporador (processo 4-1). Aplicando a primeira lei obtém-se:

Qe = m(h1 −h4) (2.29)

Capacidade frigorífica é frequentemente escrita com unidades tonelada de refrigeração

(TR). Essa unidade remonta os primórdios da refrigeração e da indústria do gelo. É quanti-

dade de calor a ser retirada da água a 0ºC para formar 1 tonelada curta (907,1847 kg) de gelo

a 0ºC, em 24 horas. A tabela 2.1 mostra valores para a conversão de unidades (Costa, 1982).

Tab. 2.1: Fatores de conversão para TR1 Tonelada de refrigeração

W 3.516kcal/h 3.024kcal/dia 72.576Btu/h 12.000Btu/dia 288.000kJ/h 12.658kJ/dia 303.797

39

Com a determinação do fluido frigorífico que o ciclo irá trabalhar serão determinadas as

entalpias h1 e h4. Será possível então, calcular a vazão em massa de refrigerante (m f ) em

evolução no sistema.

A quantidade de calor por unidade de massa de refrigerante retirada no evaporador é

denominada “Efeito frigorífico (EF)” ou “Efeito de refrigeração (ER)” Costa (1982).

ER = h1 −h4 (2.30)

A vazão mássica de refrigerante será:

m = Qe

ER(2.31)

A vazão volumétrica na entrada do compressor será importante na determinação do ta-

manho do compressor, em função do deslocamento volumétrico, é determinada pela equação

V = mv1 (2.32)

onde v1 é o volume específico do refrigerante na entrada do compressor. Os fabricantes

fornecem o valor desta vazão para o equipamento operando na rotação nominal.

Potência de Compressão (Wcp)

Chama-se potência de compressão a energia por unidade de tempo fornecida ao refrige-

rante no compressor para se obter a elevação de pressão necessária no ciclo (processo 1-2).

Considerando o processo adiabático e reversível obtém-se da primeira lei:

Wcp = m f (h2 −h1) (2.33)

Para correta seleção do compressor deve se levar em consideração a eficiência do equi-

pamento, este é um dado do compressor selecionado.

Wmotor =Wcp

ηmotor(2.34)

40

Taxa de calor rejeitado no condensador (Qc)

A função do condensador é transferir calor do fluido refrigerante para um meio externo.

Aplicando a primeira lei da termodinâmica ao processo 2-3 obtendo-se:

Qc = m f (h2 −h3) (2.35)

Assim, o condensador a ser especificado deve ser capaz de remover o calor na taxa cal-

culada por essa equação.

Dispositivo de expansão

Nesse equipamento o processo teórico é adiabático. Nesse caso aplicando o balanço de

energia.

(h3 −h4) = 0 (2.36)

Foi considerado que as variações de energia cinética e potencial são desprezíveis. Na reali-

dade, no interior do orifício da válvula ocorre uma variação considerável de energia cinética.

Entretanto, se a superfície de controle for traçada afastada do orifício, onde a energia cinética

já foi dissipada por efeitos viscosos, tal aproximação é razoável.

Coeficiente de performance

Determinado a capacidade de refrigeração e o trabalho do compressor, considerando

uma vazão mássica constante no sistema, o coeficiente de performance para o ciclo ideal de

compressão mecânica de vapor será dado pela equação

COP = h1 −h4

h2 −h1(2.37)

Pode se inferir desta equação que, para o ciclo teórico, o COP é função apenas das

propriedades dos refrigerantes. No ciclo real, entretanto, o COP depende das propriedades

na sucção do compressor, do compressor e dos demais equipamentos do sistema.

41

Pressões de evaporação e condensação

A pressão de condensação, é a pressão de saturação correspondente a temperatura da

mistura líquido mais vapor no condensador para o refrigerante selecionado. A pressão de

evaporação é a pressão de saturação correspondente a temperatura da mistura líquido mais

vapor no evaporador para o refrigerante selecionado.

2.6.4 Ciclo Real de compressão a vapor

Nos ciclos reais algumas hipóteses traçadas para o ciclo ideal devem ser reavaliadas,

principalmente, devido a presença de irreversibilidades. Cada irreversibilidade no sistema

requer trabalho adicional no compressor, prejudicando o desempenho do ciclo. Entretanto,

algumas técnicas são empregadas para compensar essas perdas.

Quedas de Pressão e transferências de calor nos componentes

As quedas de pressão existem na linha de líquido (após o condensador), no condensador,

no evaporador, na linha de sucção (antes do compressor), e no compressor em função prin-

cipalmente do atrito nas tubulações, válvulas e componentes móveis. Provocam diminuição

na eficiência dos processos e aumento da entropia.

No compressor ocorre alguma troca de calor e a compressão não é de uma substância

pura, mas de mistura de refrigerante e óleo lubrificante, o que torna o processo não comple-

tamente adiabático, afastando-o da compressão isentrópica.

As alterações no ciclo estão representadas e no diagrama pressão vs entalpia da figura

2.9, e descritas a seguir, onde:

• A-A’ Perdas na linha de líquido

• A’-B Processo de expansão na válvula.

• B-C Perda de carga no evaporador

• C-C’ Perda na linha de sucção do compressor

• C’-C” Perda nas válvulas e dispositivos do compressor dentro do cilindro

42

• C’-D Processo de compressão não isentrópico, o compressor leva para uma pressão

maior que a de condensação para compensar as perdas de carga

• D-D’ Perda na válvulas e tubulações de descarga do compressor

• D’-A Perda no condensador

• O sequência 1-2-3-4 representa o ciclo ideal

Fig. 2.9: Queda de Pressão no ciclo por compressão Real

Subresfriamento

Após ser completamente condensado o líquido saturado tende a perder calor o levando

a condição de subresfriado com temperatura Tsub , representado no diagrama pressão vs en-

talpia da figura 2.10 pelo movimento do ponto 3 para 3’. Isso pode ocorrer no reservatório

de líquido, na linha de líquido, no final da tubulação do condensador ou em um trocador

colocado em série com o condensador.

O principal efeito do subresfriamento é o aumento do efeito refrigerante sem alteração do

calor de compressão por unidade de massa, apresentando maior coeficiente de performance

que o ciclo saturado. Outro efeito é a compensação das perdas de pressão devido ao atrito e

trechos verticais ascendentes, antes do líquido ser vaporizado. O subresfriamento é utilizado,

ainda, para garantir que só haverá líquido na entrada do dispositivo de expansão.

43

Fig. 2.10: Sub-resfriamento no ciclo por compressão Real

Superaquecimento

Depois que o líquido saturado é vaporizado completamente o vapor saturado recebe um

calor adicional o levando a condição de vapor superaquecido, representado no gráfico pressão

vs entalpia da figura 2.11 pelo movimento do ponto 1 para 1’.

Fig. 2.11: Superaquecimento no ciclo por compressão Real

Esse superaquecimento pode ocorrer dentro da câmara fria (final do evaporador, linha de

sucção dentro da câmara) ou na parte externa (linha de sucção fora da câmara, trocador de

calor fora da câmara).

No primeiro caso, resulta em um aumento da quantidade de calor removida do ambiente

44

frio, produzindo resfriamento útil e aumentando o efeito refrigerante. Assim, para atender

uma mesma carga térmica o sistema pode trabalhar com menor massa de refrigerante. Para

esse caso o coeficiente de desempenho será maior se o aumento do efeito refrigerante for

maior que o aumento do calor de compressão por unidade de massa. Na segunda situação,

não há alteração no efeito refrigerante, logo não há alteração na vazão mássica de refrige-

rante. Tão importante quanto a questão de performance há um fator técnico operacional do

compressor: o superaquecimento tem a função de evitar entrada de líquido no compressor, o

que provocaria problemas mecânicos no equipamento.

Outro ponto a ser considerado é que no compressor real o processo é politrópico e não

isentrópico como no ciclo ideal. Em virtude do superaquecimento em conjunto com o pro-

cesso politrópico de compressão a temperatura do vapor pode ser muito elevada no ponto 2’

tornando se um problema para os óleos lubrificantes usados em compressores frigoríficos.

Outros problemas de natureza técnica podem surgir e introduzir mudanças no ciclo ideal para

determinadas aplicações.

2.7 FLUIDO REFRIGERANTE

Refrigerante é qualquer corpo ou substância que atue como agente de refrigeração, ao

absorver energia de um outro corpo ou substância. No ciclo de compressão a vapor o refrige-

rante é o fluido de trabalho, utilizado como veículo térmico, que alternadamente promovem

a retirada de calor do ambiente refrigerado, ao evaporar, e cedem calor ao ambiente ex-

terno de temperatura elevada, ao condensar. Estes fluidos devem possuir certas propriedades

químicas, físicas e termodinâmicas para que seu uso seja seguro, eficiente, ambientalmente

correto, e econômico. As grandes diferenças nas condições operacionais e exigências das vá-

rias aplicações impossibilitam que se tenha um refrigerante ideal. Contudo, um refrigerante

se aproxima do ideal quando possuir as propriedades que combinam com as necessidades de

uma determinada aplicação (Dossat, 1961).

Durante a primeira metade do século XIX foram desenvolvidas máquinas para compres-

são de vapor, dando origem ao que entendemos hoje por refrigeração por compressão mecâ-

nica do vapor. Os primeiros refrigerantes utilizados foram a amônia, o dióxido de carbono,

45

o dióxido de enxofre e o cloreto de metila. Já no início décadas no século XX foram desen-

volvidas as primeiras unidades domésticas de refrigeração. Os refrigerantes anteriormente

mencionados apresentavam uma série de problemas para seu uso nesses equipamentos: to-

xicidade elevada, inflamabilidade ou operação em elevadas pressões (Macagnan, 2015).

A implementação de refrigeradores nas residências levou o desenvolvimento dos hidro-

carbonetos a base de cloro e flúor (CFC’s). Essa substâncias são muito estáveis a temperatura

ambiente (principalmente os que não contem átomo de hidrogênio na molécula). Essa pro-

priedade é favorável para a substância atuar como fluido de trabalho. Contudo, a estabilidade

pode provocar grandes problemas ambientas caso haja vazamentos (Sonntag e Borganakke,

2013).

2.7.1 Questão Ambiental

À medida que a radiação do sol se aproxima da superfície do planeta, ela pode ser dis-

persa, refletida ou absorvida, interceptada e reemitida. É aqui que a camada de ozônio entra

em ação dispersando e refletindo a radiação ultravioleta nociva de alta energia. Variações de

temperatura e pressão dividem a atmosfera em camadas e a mistura de gases entre diferentes

camadas acontece muito lentamente. É por isso que 90% do ozônio permanece na atmosfera

superior. Este ozônio estratosférico contém 90% de todo o gás ozônio na Terra, mas é dis-

tribuído de forma fina e irregular. Esta camada, composta de ozônio, atua como um escudo

para proteger a terra contra a radiação ultravioleta prejudicial do sol (UNEP, 2010).

A camada de ozônio está localizada na estratosfera entre de 20 e 35 km de altitude.

Devido a sua estabilidade, os CFC’s permanecem na atmosfera por muitos anos, e eventu-

almente atingem a estratosfera. Ao receber energia da radiação ultravioleta liberam o cloro

(Cl). O átomo de cloro livre reage com a molécula de ozônio (O3) formando monóxido de

cloro(ClO) e uma molécula oxigênio (O2). O oxigênio atômico (O) presente na atmosfera

quebra a ligação da molécula de monóxido de cloro e produz oxigênio molecular liberando

novamente o radical de cloro. Um único átomo de cloro pode causa a dissociação de milhares

moléculas de ozônio.

Com o intuito de proteger a camada de ozônio foi assinado, pelos países pertencentes

46

à ONU, o protocolo de Montreal, em 1987. O objetivo do protocolo de Montreal é pro-

teger a camada de ozônio eliminando a produção e o consumo de quase 100 substâncias

químicas conhecidas como substâncias destruidoras de ozônio, que incluem clorofluorcar-

bonos (CFC’s), hidroclorofluorcarbonos (HCFC’s), metilbrometo, tetracloreto de carbono e

clorofórmio de metilo (UNEP, 2014).

Uma outra questão é o aumento do aquecimento global em função da presença desses

gases na atmosfera. A superfície aquecida e a atmosfera terrestre emitem radiação infraver-

melha invisível. A radiação é absorvida na atmosfera por muitos gases menos abundantes.

Embora presentes em pequenas quantidades, esses gases atuam como um cobertor, impe-

dindo que grande parte da radiação infravermelha escape diretamente para o espaço. Ao

desacelerar a liberação da radiação de resfriamento, esses gases aquecem a superfície da

Terra. Esse fenômeno é chamado de efeito estufa.

Estudos científicos mostraram que, no último século, a temperatura atmosférica média

próxima da superfície da Terra aumentou 0,6 ± 0,2ºC, principalmente em função das ativi-

dades humanas aumentando a concentração de CO2 e outros gases estufa na atmosfera. Essa

elevação na temperatura provoca efeitos potencialmente catastróficos, como a elevação do

nível do mar, mudanças na quantidade e no padrão de precipitação, aumentando a frequência

e intensidade de eventos climáticos, maior ou menor rendimento agrícola, recuo das geleiras,

e assim por diante. Estas são as razões pelas quais a comunidade internacional decidiu con-

trolar as emissões de gases de efeito estufa (GEE) através do Protocolo de Kyoto, assinado

em 1997 e que entrou em vigor em 2005 (UNEP, 2010).

Dois parâmetros são utilizados pela norma ASHRAE (2009) para definir o nível de dano

dos refrigerantes sobre o meio ambiente, o ODP e o GWP. Eles estão respectivamente relaci-

onados ao efeito na camada de ozônio e a influência no aquecimento global. A norma ainda

fornece valores para os diferentes tipos de gases refrigerante, alguns estão apresentados na

tabela 2.2.

• ODP: Potencial de destruição da camada de ozônio (ozone depleting potential). Esse

índice varia de 0 a 1, tomando como referência o potencial do gás CFC-11, que tem

índice 1. Quanto mais próximo de 0 menor é o impacto sobre a camada de ozônio.

47

Tab. 2.2: Propriedades Ambientais CFC’sPropriedades Ambientais dos Refrigerantes

Refrigerante Vida útil na Atmosfera, Anos ODP GWP100

R-12 100 1 10900R-22 12 0.055 1710R-23 270 0 14800R-114 300 1 10000R-123 1.3 0.02 77R-134a 14 0 1430R-141b 9.3 0.11 725

Fonte: ASHRAE (2009)

• GWP: Potencial de participação no aquecimento global (Global warming potential).

A medida mostra quanto uma determinada massa de gás pode reter calor na atmosfera.

Tomando como referência a mesma massa de gás carbônico (CO2) que por padrão

recebe o valor de 1. O parâmetro é calculado para um intervalo de tempo (ex. 20, 50

ou 100 anos) considerando a capacidade de absorção dos raios infravermelhos. Para

massas equivalentes e mesmo intervalo de tempo, o gás que apresentar o maior GWP

gera maior impacto sobre o aquecimento global.

2.7.2 Propriedades dos Refrigerantes

A primeira propriedade a ser considerada na seleção do fluido são as que envolvem se-

gurança na operação do ciclo. Esta é a razão para a qual alguns dos fluidos, que por outros

motivos poderiam ser considerados ideais, encontram aplicação limitada (Dossat, 1961).

Nessa questão o fluido é mais apropriado quando ele é:

• Não tóxico, inflamável ou explosivo, em seu estado puro ou misturado ao ar. Os cir-

cuitos por onde o fluido passa são fechados, contudo há a possibilidade de algum va-

zamento do gás existir e pequenas concentrações surgirem no ar, por isso é importante

que este gás não cause a intoxicação, ou seja capaz de formar chama. Também não

deve contaminar alimentos ou outros produtos armazenados. Em caso de vazamento

deve ser de fácil detecção, com características como odor.

• Inerte quimicamente; o fluido não deve sofrer alterações de natureza química ao ser

48

submetido as variações de pressão e temperatura que o sistema impõe, ou ao entrar em

contato com outras substâncias.

• Compatível com o óleo lubrificante do sistema de compressão, não alterando as pro-

priedades do óleo de maneira diminuir sua efetividade.

• Apresenta compatibilidade com os materiais usados na construção dos equipamentos.

Em relação a toxicidade e inflamabilidade, os refrigerantes são divididos em seis grupos

pela norma ASHRAE (2009). A classificação consiste em dois dígitos alfanuméricos. O pri-

meiro está relacionado a toxidade; sendo “A” usado para designar os fluidos cuja toxicidade

não foi identificada, e “B” usado para designar os tóxicos para uma concentração inferior a

400ppm. O segundo é um digito numérico onde:

• 1 representa os refrigerantes sem inflamabilidade ao ar para temperatura de 18ºC e

pressão atmosférica.

• 2 são os considerados de baixa inflamabilidade, tratam-se daqueles com limite infe-

rior de inflamabilidade superior a 0.1 kg/m3 a 21ºC e pressão atmosférica, com poder

calorifico inferior a 19000 kJ/kg. O grupo 2 possui um subgrupo caso a velocidade

de propagação da chama for menor que 1,0 cm/s para tal a classificação recebe o “L”

adicional ao final.

• 3 são os que possuem elevada inflamabilidade, possuindo limite inferior de inflamabi-

lidade inferior a 0,1 kg/m3 a 21ºC e pressão atmosférica e poder calorífero superior a

19000 kJ/kg

Conforme mostra a tabela 2.3.

A tabela 2.4 mostra a classificação de alguns refrigerantes puros quanto ao grupo de

segurança.

Naturalmente, do ponto de vista econômico, é desejável que o refrigerante tenha cara-

terísticas físicas e térmicas que resultem numa mínima potência requerida por unidade de

capacidade de refrigeração, ou seja, um alto COP. As principais propriedades do refrigerante

49

Tab. 2.3: Classificação de segurançaClassificação deInflamabilidade

Classificação de Toxicidade

Não Tóxico Tóxico

Não Inflamável A1 B1

Baixa InflamabilidadeA2 B2A2L B2L

Alta Inflamabilidade A3 B3Fonte: ASHRAE (2009)

Tab. 2.4: Classificação de segurança dos RefrigerantesRefrigerante Grupo de segurança

R-11 A1R-21 B1R-22 A1R-30 B2R-134a A1R-143a A2R-218 A1R-290 A3

Fonte: ASHRAE (2009)

que influenciam no coeficiente de performance do equipamento são: calor latente de vapori-

zação; volume específico do vapor; razão de compressão e calor específico tanto no estado

líquido quando no estado gasoso (Dossat, 1961).

É desejável um elevado calor latente de vaporização assim será necessário uma menor

vazão de refrigerante para uma dada capacidade de refrigeração. Quando esta característica

se soma a um baixo volume específico na fase de vapor, a eficiência e capacidade do com-

pressor são largamente aumentadas. Isso tende a reduzir não só a potência consumida, mas

também diminuir o deslocamento requerido no compressor. Permitindo o uso de equipamen-

tos menores e mais compactos. Entretanto em unidades pequenas se o calor latente for muito

grande a quantidade de refrigerante circulando vai ser insuficiente para o controle preciso de

líquido.

Um baixo calor específico do líquido e um alto calor específico do vapor são recomen-

dados para aumentar o efeito refrigerante por quantidade de fluido.

Uma baixa razão de compressão resulta num menor consumo e maior rendimento volu-

métrico, consequentemente permite o uso de compressores menores.

50

Também é desejável que a relação pressão temperatura seja tal que a pressão no evapora-

dor esteja sempre abaixo da pressão atmosférica. Assim, no caso de um vazamento a perda

de refrigerante é minimizada (Dossat, 1961)

Stoecker (1998) menciona outras características a serem levadas em consideração, são

elas:

• Pressão de vaporização não muito baixa; isso evita o vácuo elevado no compressor e

diminuir a relações de compressão.

• Pressão de condensação não muito elevada; quanto menor a pressão de condensação

menor a relação de compressão.

• Condutividade térmica elevada; facilita as transferências de calor no evaporador e com-

pressor.

• Baixa viscosidade tanto na fase líquida quanto na gasosa.

• Rigidez dielétrica, principalmente para compressores herméticos.

• Não deve ser poluente, preço moderado e facilmente disponível.

3 DIMENSIONAMENTO DA CÂMARA

Este capítulo descreve as características operacionais da câmara, apresentando condições

ambientais locais e de armazenamento do produto. Apresenta as dimensões da unidade a

partir da capacidade, características construtivas e disponibilidades espaciais. Determina o

fluido de trabalho explicitando sua evolução no ciclo. Contém também o cálculo das cargas

térmicas para posterior seleção dos equipamentos.

O projeto da câmara fria compacta foi feito baseando-se na instalação recentemente re-

alizada no bar de cervejas artesanais Fina Cerva, localizado na Cidade de Niterói, na região

metropolitana da capital do Estado do Rio de Janeiro.

3.1 RESERVATÓRIOS DE CALOR

3.1.1 Condições Externas à Câmara

Segundo a Climate-Data.org o clima de Niterói segundo a classificação Köppen e Geiger

é do tipo Aw. Trata-se do clima tropical com estação seca de inverno e chuvas no verão.

Possui verões quentes e invernos moderados.

O Instituto nacional de meteorologia (INMET) é o órgão do Ministério da Agricultura,

Pecuária e Abastecimento que fornecem informações meteorológicas à sociedade brasileira,

fazendo monitoramento do clima. A estação meteorológica convencional do Rio de Janeiro

(RJ), é a mais próxima estando a aproximadamente 9 km de distância do local onde o projeto

irá operar como mostrada na figura 3.1.

A temperatura média anual medida foi 24,9ºC A temperatura mínima média registrada

foi 18,2ºC e ocorreu no mês de junho. A máxima temperatura média, no mesmo período,

foi 34,2ºC, registrada no mês de fevereiro. Os dados obtidos são referentes ao ano de 2016 e

estão expostos na tabela 3.1.

A norma ABNT (1980) fornece valores de condições externas de temperatura de bulbo

seco e úmido para verão na cidade do rio de janeiro, para projetos de condicionamento de ar.

São elas respectivamente 35,0ºC e 26,5ºC. Estes valores estão de acordo com a informação

51

52

Fig. 3.1: Localização da Estação convencional do Rio de JaneiroFonte: Google maps

Tab. 3.1: Dados médios mensais INMET

MêsTemperatura MáximaMédia(ºC)

Temperatura MínimaMédia(ºC)

UmidadeRelativa %

Janeiro 31,0 24,2 75,7Fevereiro 34,2 25,1 71,4Março 31,7 24,7 75,3Abril 31,7 24,1 71,3Maio 27,3 20,1 80,1Junho 24,2 18,2 81,1Julho 27,0 19,2 71,9Agosto 27,4 19,4 68,5Setembro 27,1 20,5 73,5Outubro 28,1 21,6 72,9Novembro 28,5 22,6 72,8Dezembro 31,6 24,2 79,1

oferecida pelo INMET. Serão utilizados os valores de temperatura indicados pela norma

como condição de trabalho da câmara fria, para que os cálculos atendam com segurança as

necessidades de carga térmica do ambiente.

Através do programa Grapsi versão 5.1 (Grapsi, 2003), desenvolvido na Universidade

Federal de Viçosa, usando os valores acima como entrada e assumindo pressão atmosférica

(nível do mar), se obtêm as propriedades do ar externo como entalpia, umidade, volume

específico. Os resultados são apresentados na tabela 3.2.

53

Tab. 3.2: Condições do ambiente externoCondições do ambiente externo (Niterói-RJ)

Temperatura de bulbo seco (ºC) 35,0Temperatura de bulbo úmido (ºC) 26,5Temperatura do ponto de orvalho (ºC) 23,6Umidade relativa (%) 51,7Razão de umidade (g/kg) 18,39Grau de saturação 0,5Pressão de vapor (kPa) 2,91Pressão de vapor de saturação (kPa) 5,63Pressão atmosférica (kPa) 101,33Entalpia (kJ/kg) 82,35Volume específico (m3/kg) 0,889

3.1.2 Condições Internas da Câmara

O ar no interior da câmara é oriundo do meio externo e passa por um processo de res-

friamento. Dentro da câmara ele deve apresentar a temperatura em que ocorre o melhor

condicionamento do produto, isto é, entre 1,0ºC e 5,0ºC.

A diferença entre a temperatura do ar e a do fluido refrigerante percorrendo o evapora-

dor permite o controle da umidade no interior da câmara. A tabela 3.3 apresenta a relação

para evaporadores de convecção forçada. Quanto maior a diferença de temperatura maior a

desumidificação, ou seja, menor a umidade relativa (Vilain, 2018).

Tab. 3.3: Diferencial de temperatura para seleção de evaporadores∆T [ºC] UR [%]4-5 90-955-6 85-956-9 80-859-12 75

Fonte: Vilain (2018)

Definindo se a temperatura ideal como 1,0ºC , e a diferença entre este valor e a tempe-

ratura do fluido refrigerante no evaporador de 6,0ºC, valor mais utilizado pelos fabricantes

do equipamento. Observando que o produto tem a proteção da embalagem, e não ocorre o

problema de desidratação a umidade no interior da câmara será definida como 80%.

Através do mesmo software podemos determinar a condição do ar no interior da câmara.

Usando dessa vez como entrada a temperatura interna de bulbo seco e a umidade relativa

54

definida. Dessa maneira, são encontrados os valores da tabela 3.4 para as condições internas

do ar na câmara fria.

Tab. 3.4: Condições do ambiente InternoCondições do ambiente interno (Câmara Fria)

Temperatura de bulbo seco (ºC) 1,0Temperatura de bulbo úmido (ºC) -0,2Temperatura do ponto de orvalho (ºC) -1,8Umidade relativa (%) 80,0Razão de mistura (g/kg) 3,24Grau de saturação 0,8Pressão de vapor (kPa) 0,53Pressão de vapor de saturação (kPa) 0,66Pressão atmosférica (kPa) 101,33Entalpia (kJ/kg) 9,12Volume específico (m3/kg) 0,781

3.2 ISOLAMENTO TÉRMICO

Um isolante térmico é qualquer material que, interposto entre dois ambientes a tempe-

ratura diferentes, retarda de maneira apreciável a transferência de calor do ambiente mais

quente para o mais frio. Desconsiderando-se a transferência de calor por radiação o isolante

perfeito é o vácuo. Entretanto, a utilização de câmaras frigoríficas com isolamento a vácuo

não é comum pelas dificuldades técnicas e pelo alto custo (Venturini e Pirani, 2005).

O correto estudo do isolamento térmico é essencial para minimizar a infiltração de calor

e consequentemente reduzir custos operacionais do sistema. Outra função dos isolamentos

térmicos é assegurar que a parede externa do recinto estará com a temperatura próxima a do

ambiente, evitando que a água presente no ar se condense nessa superfície. A seguir serão

descritas as principais características, físicas e químicas, que devem possuir para desempe-

nhar essas funções. Tomando o potencial de isolamento e critérios econômicos como base

será determinado o melhor material e definido suas características geométricas.

55

3.2.1 Propriedades dos isolantes térmicos

Os isolantes são normalmente materiais porosos, cuja elevada resistência térmica se deve

à baixa condutividade de ar (ou outros gases) contido em seus vazios. Tanto na parte sólida

quanto nas regiões entre elas a transferência de calor se dá majoritariamente por condução. O

fenômeno da convecção poderia reduzir sensivelmente a resistência térmica do meio, entre-

tanto ao promover o enclausuramento do ar em pequenas células limita-se consideravelmente

sua movimentação. Assim, quanto menor a densidade e maior o número de poros, menor é

o fluxo de energia através do material. Um fator que trabalha contra o isolamento é o vapor

d’água no ar. Quanto maior for a umidade do ar maior a condutividade térmica do meio, uma

vez que a água possui condutividade maior que outras substâncias do ar. Para resolver esse

problema o material isolante é normalmente revestidos por placas impermeáveis.

Segundo Venturini e Pirani (2005) características desejáveis para o isolante são:

• Baixa condutividade térmica (elevada resistência térmica)

• Baixa absorção de umidade (baixa permeabilidade)

• Baixa densidade (para não sobrecarregar o peso do sistema)

• Boa resistência mecânica

• Não sofrer influência da temperatura em que é aplicado

• Não ser inflamável

• Baixo custo

• Fácil montagem

• Ser imputrescível

• Não ser atacado por insetos e roedores

• Ser inodoro e não fixar cheiro

• Ser inerte aos produtos armazenados

56

Nenhum material apresenta todas essas características simultaneamente. A escolha do

isolante deve estar associada as condições de cada projeto.

3.2.2 Escolha do material Isolante

Um painel sanduíche (modular) é um tipo de material compósito constituído por uma

estrutura de três camadas: duas lâminas finas, rígidas e resistentes de material denso, separa-

das por uma camada de um material de baixa densidade e que pode ser muito menos rígido e

resistente do que as lâminas. As espumas caracterizam-se por apresentarem um elevado iso-

lamento térmico e uma densidade reduzida. Os materiais das espumas mais utilizadas como

material de núcleo são o poliuretano (PUR), o poliestireno expandido (EPS) e extrudido

(XPS) e a resina fenólica (PF). As propriedades e a estrutura das espumas rígidas plásticas

dependem da formulação da espuma e do seu processo de fabrico. Assim, pode obter-se

uma espuma rígida ou flexível, com uma estrutura aberta ou fechada. Todos os materiais

referidos, à exceção do poliestireno expandido, possuem uma estrutura celular com aproxi-

madamente 90% de células fechadas. A essa estrutura celular que se deve o bom isolamento

térmico das espumas, juntamente com o gás que se encontra entre elas (particularmente o

agente difusor) pois, estando aprisionado nas células, a transferência de calor através da es-

puma é muito reduzida. O facto de o coeficiente de transmissão térmica do poliuretano ser

cerca de metade do poliestireno faz com que o poliuretano seja geralmente mais utilizado

(Almeida, 2009).

O poliuretano é o produto da reação química entre dois líquidos, o isocianato e o polihí-

droxilo, em presença de catalizadores. A estrutura celular é formada pelo desprendimento de

CO2 em uma reação química secundária ou pela ebulição de um líquido (agente de expansão)

sob efeito de calor da reação.

Dentre as características principais do poliuretano se destacam:

• Baixa condutividade térmica devido a substituição do ar nas células por outro gás de

peso molecular elevado.

• Suportam temperaturas superficiais elevadas

57

• Possibilidade de ser expandido no local de emprego

• Resistem ao mofo e ataque de diversos parasitas

• As espumas rígidas, empregadas para isolamento térmico, apresentam proporção rela-

tivamente alta de células fechadas, o que melhora ainda mais as características isolan-

tes deste material.

A medida que se opta por uma espessura maior da parede de isolamento, as perdas tér-

micas diminuem, ou seja, maior é a resistência térmica. Todavia, mais caro é o projeto além

da câmara ocupar um espaço maior. Para este projeto, o material escolhido é o poliuretano

que permite um isolamento melhor para uma mesma espessura, apesar de ser um material

com maior custo.

3.2.3 Espessura do Isolante

De acordo com a definição de resistência térmica da equação (2.14). O calor que atra-

vessa o isolamento por unidade de tempo é diretamente proporcional a diferença de tempe-

ratura (∆T ) e inversamente proporcional a resistência térmica (R).

Considerando a convecção e radiação como desprezíveis dentro do material, a resistência

térmica do núcleo isolante é apenas de condução. Nessa definição o comprimento da parede

(L) é espessura da placa a ser calculada. Logo a resistência térmica pode ser reescrita como

R = L

k A(3.1)

Relacionando os dois conceitos de resistência térmica é possível expressar a espessura

em função do fluxo de calor, da diferença de temperatura e da condutividade. A equação é

dada por

L = k∆T

q ′′ (3.2)

Aumentando se a espessura do isolante aumenta-se os custos de aquisição do painel,

porém, diminui os consumo de energia do compressor uma vez que reduz a carga térmica.

58

Venturini e Pirani (2005) fornecem a classificação do isolamento de acordo com o fluxo de

calor que a atravessa a parede, apresentada na tabela 3.5. A utilização de um fluxo de calor

igual a 9,3 W/m2 representa um excelente compromisso entre os custos iniciais e operacio-

nais.

Tab. 3.5: Classificação do isolamento térmicoClassificação do Isolamento Fluxo de calor por unidade de área [W/m2]

Excelente 9,30Bom 11,63Aceitável 13,96Regular 17,45Ruim > 17,45

Fonte: Venturini e Pirani (2005)

Para o cálculo da diferença de temperatura deve se considerar, para a superfície externa

a temperatura igual a do ambiente externo, isto é, Text = 308,15K, e para a superfície interna

igual a temperatura mínima em que câmara será resfriada, isto é Ti nt = 274,15K. Dessa

maneira a variação de temperatura será dada pela equação abaixo

∆T = Text −Ti nt = 34K (3.3)

O fabricante de painéis isotérmicos Isoeste fornece o valor da condutividade térmica do

núcleo de poliuretano em seu catálogo (Anexo I): k = 0.02 (W/m·K). Com essas informações

é possível determinar a espessura do núcleo da placa isolante:

L = 0,02 ·34

9,3= 0,073 m= 73 mm (3.4)

O painel selecionado será o com espessura de valor mais próximo da calculada disponibi-

lizada pelo fabricante. Tanto as paredes quanto as portas serão compostas por esse material.

A tabela 3.6, retirada do catálogo de painéis isotérmicos da linha Isojoint Frigo, fornece as

espessuras disponíveis e outras características. Portanto a espessura adotada é de 70mm.

O painel possui revestimento interno e externo de aço inoxidável com 0,5 mm, o que lhe

confere características sanitárias favoráveis, importante fator, considerando uma instalação

comercial e de armazenamento alimentício. Seu sistema de encaixe do tipo macho-fêmea

59

com sobreposição das chapas permite uma melhor vedação nos acoplamentos. Além disso,

é um material ecológico e reciclável. A figura 3.2 mostra a placa e o detalhe do encaixe.

Tab. 3.6: Dados dos Painéis Frigo da Isoeste

Fonte: Catálogo Isoeste

Fig. 3.2: Painel Isojoint Frigo da IsoesteFonte: Catálogo Isoeste

O seu coeficiente global de transmissão de calor é fornecido, U = 0,28 W/m2K. Diante

desse valor encontra-se o fluxo de calor que atravessa a parede.

q ′′ =U∆T = 0,28 ·34 = 9,52 W/m2 (3.5)

3.3 DIMENSIONAMENTO DA CÂMARA

A configuração espacial e as dimensões da câmara fria são definidas com base em dois

fatores principais, a capacidade desejada de armazenamento e as limitações geoespaciais

impostas pelo local da instalação. O correto dimensionamento deve levar em conta fatores

60

como objetos presentes no interior do espaço fechado como, embalagens, válvulas e evapo-

radores e a espessura das paredes. Dessa maneira, suprirá necessidades de espaço e garantirá

conforto na operação.

3.3.1 Capacidade de Armazenamento

Com a intenção de satisfazer o comércio ao qual o projeto se destina, serão instaladas

na câmara 12 torneiras para extração de chope. Além dos barris conectados a essas saídas

a câmara deve conter ainda uma quantidade suplementar de produtos, de modo que seja

possível a substituição imediata, caso algum em linha acabe. Dessa maneira foi determinado

que o interior da câmara deve conter um total de 20 barris, dos quais metade são de aço inox

de 30 litros (Figura 3.3 (a)), e o restante são de barris de Pet, também 30 litros (figura 3.3

(b)). As especificações técnicas de cada um são fornecidas respectivamente pelos fabricantes

Agavic e PolyKeg, e estão resumidas na tabela 3.7.

Fig. 3.3: (a)Barril Inox AISI 304 30L (b)Barril de Pet 30L

3.3.2 Dimensões Finais

A câmara terá o formato de "L", em função das características disponíveis no local da

instalação. Em seu interior os barris ficarão dispostos lado a lado formando duas fileiras.

Na parte onde se localizam as torneiras, ficam seis colunas, cinco delas com os de maior

diâmetro e uma com a de menor diâmetro. No outro segmento ficam 4 colunas com o res-

61

Tab. 3.7: Especificações técnicasTipo KEG (Agavic) PolyKeg

Material Aço inox AISI 304 PETDiâmetro externo (mm) 408 283Altura (mm) 370 676Espessura (mm) 2 -Peso vazio (kg) 12,7 1,8Peso cheio (kg) 42,8 31,9Capacidade (L) 30 30Calor específico (J/g ºC) 0,5 1,1

tante. Para facilitar a compreensão se definirá como "lado da extração"a parte que contém

os doze barris para serem conectados a linha e o segmento com os 8 restantes como "lado de

armazenamento ". A figura 3.4 mostra a vista superior desse arranjo.

Fig. 3.4: Arranjo dos barris no interior da câmaraFonte: AutoCad 2018

Com essas informações pode se estimar o espaço interno mínimo do balcão ocupado pelo

produto. O lado de extração terá largura e comprimento interno de 2510 x 910 mm e o lado

de armazenamento terá 1400 x 660 mm.

A presença de uma escada, fixa no local (figura 3.5), é uma barreira física imposta a altura

da câmara. Para a região onde ocorre essa interferência a altura é determinada primeiro

definindo se a geometria externa por meio de medições no local, o formato da câmara se

adéqua a essa geometria. Para as demais regiões, é usado o valor do barril maior acrecido

de um valor para conexão de válvulas e mangueiras e permitir a manipulação dos produtos,

62

deve se considerar um acréscimo também a ser ocupado pelo evaporador. Assim, para a

região livre de interferência definisse a altura interna 900 mm. (figura 3.6),

Fig. 3.5: Escada

Fig. 3.6: Câmara vista frontal

Para dar acesso a todas as partes da câmara e permitir a manipulação confortável dos

objetos define-se o uso de quatro portas. No lado de extração serão três numa mesma pa-

rede, duas delas com dimensões 650 x 700 mm e a outra com 550 x 700 mm. No lado de

armazenagem será apenas uma com 650 x 700 mm. Todas as portas tem a mesma espessura

e material da parede isolante.

A figura 3.7 mostra a visualização da câmara projetada com os detalhes supracitados.

Modelagem realizada no software Autocad (AUTODESK, 2018).

63

Fig. 3.7: Modelo 3D Câmara FriaFonte: AutoCad 2018

Para melhorar a distribuição de temperaturas dentro do compartimento serão usadas duas

unidades evaporadoras na câmara.

A empresa "Inusitado, arquitetura cenografia e produção."(Inusitado, 2017) desenvolveu

o design da câmara e seu detalhamento com as dimensões medidas no local da instalação,

considerando os fatores supracitados . O detalhamento da câmara é apresentado no anexo II.

3.4 CARGA TÉRMICA

A carga térmica de refrigeração ou potência frigorífica é o calor, por unidade de tempo,

que deve ser extraído do ambiente refrigerado para manter a temperatura desejada neste local,

de acordo com as condições estabelecidas no projeto. Esta carga térmica depende, em geral,

de muitos fatores como, por exemplo, os externos (ganho de calor pelas paredes e pelo ar

de infiltração) e internos (calor que é gerado no interior do espaço refrigerado)(Macagnan,

2015).

O tempo necessário para que o equipamento de resfriamento mantenha ou reduza até

uma certa temperatura é chamado de tempo de execução. O tempo usado para os cálculos é

de 24 horas (Miller e Miller, 2006).

Devem ser calculadas as cargas individualmente e então somadas, verificando a influên-

cia de cada uma no aporte total de calor. Para o cálculo da carga térmica de câmaras frigorí-

ficas para congelamento e resfriamento devem ser consideradas as seguintes parcelas.

• Carga de transmissão de calor pelas paredes, teto e piso.

64

• Carga dos Produtos

• Carga de infiltração

• Carga devido a outros fatores (miscelânea)

3.4.1 Carga Térmica de Transmissão de Calor Pelas Paredes Tetos e Piso

A carga térmica de transmissão contempla o calor transmitido através das paredes. Esse

energia vem de fora da área do refrigerador. Não existe isolamento perfeito. Portanto, sempre

vai haver algum aporte de calor pelas paredes. O calor sempre se move na direção da área

menos aquecida (arrefecida). Logo, se o interior do espaço está frio em relação ao exterior,

vai haver um movimento do calor, da região mais de maior temperatura para a de menor.

O isolamento é usado para reduzir esses movimento de energia. Condicionadores de ar e

sistemas de refrigeração inevitavelmente estão sujeito a esse ganho de calor (Miller e Miller,

2006).

Como visto anteriormente, o calor pode ser transmitido por condução, convecção e ra-

diação. Os efeitos da convecção são desconsiderados ao definir a temperatura da superfície

externa da parede igual a temperatura do ambiente externo e a temperatura da superfície in-

terna igual a do ambiente interno. O ganho de calor através das paredes pode ser escrito pela

equação abaixo

Qpar ede =U A(Text −Ti nt ) (3.6)

Onde:

• U = Coeficiente global de transmissão de calor da paredes isolante, W/m2·K

• A = Área superficial total onde ocorre a transferência de calor, m2

• Text = Temperatura da superfície externa da parede, K

• Ti nt = Temperatura da superfície interna da parede, K

65

O coeficiente global de transmissão de calor é dado pelo fabricante do painel modular.

Mostrado na tabela 3.6, U = 0.28 W/m2· K .

A temperatura das superfícies interna e externa da parede são respectivamente Ti nt =274,15 K e Text = 308,15 K.

A área superficial total de troca de calor é dada pela soma das áreas internas dos planos

verticais, tetos e piso, dimensionados na seção anterior, a área total é A = 14,25m2.

Aplicando os valores a equação 3.6 a carga térmica de transmissão de calor pelas paredes

tetos e piso para esse projeto é Qpar ede= 135,70 W = 0,1357 kW =2800,96 kcal/dia.

3.4.2 Carga dos Produtos

Todo material armazenado deve ter sua temperatura reduzida. Para isso, calor sensí-

vel e latente do produto e de sua embalagem devem ser removidos da câmara pelo sistema

frigorífico. A carga térmica relacionada aos produtos, geralmente, corresponde à maior por-

centagem da carga térmica das câmaras de resfriamento e congelamento. Além desse calor,

aquele gerado pelo produto, geralmente pela atividade de respiração, deve ser igualmente

removido do ambiente interno. De maneira geral, esta carga será composta das seguintes

parcelas:

• Calor sensível antes do congelamento

• Calor latente de congelamento

• Calor sensível depois do congelamento

• Calor de respiração

Contudo, nesse projeto, atividade respiratória pode ser menosprezada, e por tratar-se de

uma câmara de resfriamento, onde a temperatura final está acima do ponto de congelamento

do produto, a única parcela a ser considerada é a de resfriamento sensível antes do congela-

mento, dos produtos e suas embalagens.

A equação abaixo define a parcela de calor sensível do produto.

Qpr od = mpr od cpr od (Tentr ad a −T f i nal ) (3.7)

66

A massa do produto armazenado será a máxima quantidade de líquido, prevista no di-

mensionamento, isto é, vinte barris de trinta litros. O produto armazenado, cerveja, possui

em sua constituição 95% de água. Considerando que o líquido possui, aproximadamente a

mesma massa específica da água (ρág ua= 1,0 kg/dm3). Desta forma mpr od = 600 Kg

O calor específico do produto será igualmente aproximado para o calor específico da

água (cág ua= 1,0 cal/(g ºC), ou seja cpr od = 1,0 cal/(g ºC)= 4,1868 kJ/(kg ºC)

A temperatura de entrada e a final do produto são as mesmas definidas para o meio

externo e interno a câmara, resultando em Tentr ad a= 35ºC e T f i nal =1ºC

Aplicando os valores, o calor sensível do produto é de Qpr od =85410,72 kJ

Com relação as embalagens estão presentes dois tipos, de inox e de Pet. A equação a

seguir define essa parcela.

Qemb = (mi noxci nox +mpet cpet )(Tentr ad a −T f i nal ) (3.8)

para o caso da câmara completamente ocupada estão presentes 10 barris de inox e 10 de pet.

A quantidade em massa de cada tipo será, portanto, o número de barris multiplicado pelo

peso da unidade, dadas pelo fabricante e apresentadas na tabela 3.7. Ou seja mi nox= 127 kg

e mpet =18 kg

O calor específico do aço inoxidável AISI 304 é ci nox= 0,5 J/(g·ºC). O valor da mesma

propriedade para o PET é cpet = 1,1 J/(g ·ºC), aproximadamente.

As temperaturas são as mesmas definidas para o produto.

Dessa maneira o calor sensível da embalagem é Qemb=2820,98 kJ

Logo a carga térmica dos produtos é de Qpr od = 88231,7 kJ/dia = 1,021kW = 21077,81

kcal/dia.

3.4.3 Carga de Infiltração

Ao se abrir a porta de um ambiente refrigerado, ar “quente” escoa para o interior da

câmera na parte mais alta da abertura e o ar “frio” é expulso pela região inferior, como

demonstra a figura 3.8. Esse escoamento ocorre principalmente devido a diferença de massa

específica entre o ar externo e o ar interno. Nessa troca à massa de ar “infiltra” energia que

67

precisa ser removida pelo sistema durante a operação.

Fig. 3.8: Escoamento de ar em abertura de PortaFonte: Macagnan (2015)

A carga térmica de infiltração corresponde a parcela de calor que entra na câmara junto

com o ar externo pela abertura da porta durante um intervalo de tempo. A norma ASHRAE

(2010) apresenta a equação abaixo para o cálculo da carga térmica por infiltração (Qi n f ), em

kW.

Qi n f = qD t D f (1−ε) (3.9)

Onde:

• q é a carga para escoamento completamente desenvolvido, em kW.

• D t é o fator de tempo de abertura das portas.

• D f é o fator de escoamento das portas.

• ε é a efetividade de proteção do sistema da porta.

A carga para o escoamento completamente desenvolvido é obtida pela equação

q = 0,221Apor t a(hi −hr )ρr (1− ρi

ρr)0,5(g Hpor t a)0,5Fm (3.10)

Onde:

• Apor t a é a área da porta, em m2.

68

Tab. 3.8: Características dimensionais das portasPorta 1 2 3 4

Altura (m) 0,7 0,7 0,7 0,6Largura (m) 0,65 0,65 0,5 0,65Área (m2) 0,455 0,455 0,350 0,390

• hi é a entalpia do ar de infiltração, em kJ/kg.

• hr é a entalpia do ar refrigerado, em kJ/kg.

• ρi é a massa específica do ar de infiltração, em kg/m3.

• ρr é a massa específica do ar refrigerado, em kg/m3

• g é a aceleração da gravidade, adotada como 9,81 m/s2

• Hpor t a é a altura da porta, em m

• Fm é o fator de massa específica, dado pela equação

Fm = (2

1+ (ρrρi

)13

)1,5 (3.11)

Quatro portas foram definidas para a câmara, suas características estão apresentadas na

tabela 3.8.

O ar de infiltração é o ar externo a câmara e o ar refrigerado é o ar interno da câmara. Os

valores para entalpia e massa específica são retirados da tabela 3.2 e 3.4, resultando em

hi = 82,35 kJ/kg (3.12)

ρi = 1,112 kg/m3 (3.13)

hr = 9,12 kJ/kg (3.14)

ρr = 1,280 kg/m3 (3.15)

Aplicando os valores encontra-se o valor do fator de massa específica, que é igual para

todas as portas: Fm =0,9650

69

O valor do escoamento completamente desenvolvido para cada porta será: q1 =8,638kW

q2 =8,638kW q3 =6,645kW q4 =6,855kW

O fator de tempo de aberturas das portas (D t ) é obtido pela equação.

D t =Nθpor t a +60θ0

3600θd(3.16)

Onde:

• N = número de aberturas de portas

• θpor t a = tempo de abertura da porta (s)

• θ0 = tempo que a porta permanece aberta (min)

• θd = tempo de referência (24 h)

O tempo de abertura de portas (θpor t a) varia de acordo com o tipo de porta, pela norma

ASHRAE (2010), portas comuns possuem valores entre 15 e 25 segundos. Portas de altas

velocidade variam entre 5 e 10 segundos. Adotaremos nesse projeto a condição crítica com

o maior tempo de abertura da porta comum. θpor t a = 25 s

O tempo que a porta permanece aberta (θ0) é definido de acordo com o uso. Três portas

serão abertas para que se faça troca de barris com conexão de válvulas e regulação da pressão

de CO2. Para essas se considerará duas aberturas de cinco minutos cada. Para a última

será aberta até oito vezes quando se faz a substituição dos barris disponíveis. Para esse

procedimento um tempo razoável a se considerar é de dois minutos. O fator de tempo para

as duas situações: D t =0,00405 e D t =0,003704

O fator de escoamento das portas (D f ) é a relação entre o escoamento completamente

desenvolvido e a troca real de ar. De acordo com norma ASHRAE (2010), para diferenças

de temperatura maiores que 11ºC adota-se para o fator de 0,8 como mostra a tabela 3.9.

Os mecanismos de proteção na porta existem com a intensão de formar uma barreira que

reduza o escoamento de ar na porta. O valor da efetividade da proteção do sistema da porta

(ε) é dado de acordo com o tipo de proteção adotado, a tabela 3.10 mostra alguns deles, e

quando não há proteção recebe o valor de 0 (Macagnan, 2015).

70

Tab. 3.9: Fator de escoamento de Porta

CondiçãoFator escoamento

de porta D f

Porta aberta para ar livre ou grande sala 1Tráfego igual a uma entra e saída por minuto,com diferença de temperatura interna e externa de 16 K 0,8

Diferenças de temperatura de 7 e 10 K 1,1Recomendado para diferencias de temperaturas menor que 11 ºC 1,1Recomendado para diferenciais de temperatura maiores que 11 ºC 0,8

Fonte: ASHRAE(2010)

Tab. 3.10: Efetividade para dispositivos de proteção de portas

DispositivoEfetividadeda Proteção

Cortina de ar vertical 0,79Cortina de ar horizontal 0,76Cortinas de tiras de Plástico 0,93Cortinas de ar + Cortinas de plástico 0,91

Fonte: Macagnan (2015)

Neste trabalho não será usado dispositivos de proteção, logo ε= 0

Dessa maneira a carga térmica de infiltração de cada porta é:

Qi n f 1 = 0,02799kW (3.17)

Qi n f 2 = 0,02799kW (3.18)

Qi n f 3 = 0,02153kW (3.19)

Qi n f 4 = 0,02031kW (3.20)

A carga de infiltração de todas as portas: Qi n f = 0,09783 kW =2019,33 kcal/dia.

3.4.4 Carga Térmica Devido a Outros Fatores

Todos os equipamentos elétricos (lâmpadas, motores) instalados no interior da câmara

frigorífica dissipam calor. Portanto, também devem ser incluídos no cálculo da carga térmica.

Deve ser considerado também nessa parcela, o calor gerado pela presença de pessoas no

interior da câmara, chamada de carga de ocupação.

Nesse projeto não haverão motores elétricos trabalhando dentro da câmara, nem outros

71

equipamentos elétricos que possam gerar uma quantidade de calor considerável. Nenhuma

pessoa vai entrar no espaço, todas as operações são realizadas sem que se ocupe a câmara.

Essa parcela será composta apenas pela iluminação, por uma carga referente ao motor do

ventilador do evaporador e pela carga de segurança.

Carga Térmica de Iluminação

O aporte de calor gerado por lâmpadas acesas no interior do espaço refrigerado é dado

pela equação.

Qi lum = Pi lum Api so ti lum

24 ·3600[kW] (3.21)

Onde:

• Pi lum é a potência dissipada pelo sistema de iluminação (kW/m2)

• Api so é a área total de piso da câmara (m2)

• ti lum é o tempo que o sistema de iluminação é utilizado durante um dia (s)

Segundo Venturini e Pirani (2005), a potência dissipada pelo sistema de iluminação é

de aproximadamente 10W para cada metro quadrado de piso, sendo dada por: Pi lum = 10

W/m2.

A área total de piso da câmara é de 3,2 m2. A lâmpada permanecerá acesa somente

quando a porta for aberta para se realizar alguma operação. Logo, o tempo de luz acesa é a

soma dos intervalos adotados para permanecia de todas as portas, 46 minutos. ti lum =2760s

A carga térmica de iluminação será: Qi lum = 1,024 W =0,00124 kW= 21,15 kcal/dia

Cargas dos ventiladores do evaporador

A carga térmica do motor que aciona o ventilador no evaporador só pode ser calculada

após a seleção do evaporador. Por outro lado, o equipamento é definido mediante o valor de

carga térmica total. Portanto, esta parcela será calculada através de um processo iterativo.

72

Primeiramente, estimasse a potência dos ventiladores e, em seguida seleciona os evapo-

radores. A potência dos ventiladores, dada pelo fabricante, deve ser então comparada com

o valor inicialmente estimado. Caso não haja concordância entre esses valores uma nova

potência deve ser estimada para os ventiladores. Como estimativa inicial, podem ser utili-

zados valores entre 0,5 e 1 cv por TR (Tonelada de refrigeração) para a potência mecânica

dos ventiladores (Venturini e Pirani, 2005). Assim, a carga térmica desse equipamento pode

é dada pela equação

Qvent = Wvent

ηvent× t ×632 [kcal/dia] (3.22)

Onde Wvent é Potência do motor do ventilador [CV], ηvent o rendimento do motor e t

Tempo de operação do evaporador h/dia

A primeira tentativa é feita com base no somatório das cargas térmicas calculadas ante-

riormente, resultando em Qpar ede +Qpr od +Qi n f +Qi lum = 25919,26 kcal/dia

O tempo de operação diário do compressor varia como mostra a tabela 3.11, e com exce-

ção do evaporador com desgelo por circulação de ar, o tempo de operação do ventilador do

evaporador é igual ao do compressor (Venturini e Pirani, 2005).

Tab. 3.11: Tempo de operação Típico de compressores FrigoríficosTipo de

desgelo do evaporador Tempo de operação do compressor

Natural (Tcam > 1ºC) 16 a 18 h/diaCirculação de ar e aspersãode água (Tcam > 1ºC) 18 a 20 h/dia

Elétrico até 20 h/diaPor gás quente 20 a 22 h/dia

Fonte: Venturini e Pirani (2005)

Como a temperatura de evaporação é de -5ºC faz se a opção pelo desgelo elétrico, por-

tanto, o tempo de operação do compressor e do evaporador é de 20 horas por dia.

Considerando o tempo de operação e que o projeto prevê e o uso de dois evaporadores

em paralelo, a carga térmica será de 25919,2620×2 = 647,981 kcal/h= 0,2142 TR. Usando a relação

de 0,5 cv por TR a potência do motor será de 0,107 cv.

O rendimento de motores elétricos podem ser estimados de acordo com a tabela 3.12,

73

para essa potência temos o ηvent = 60% A carga térmica do motor do evaporador, conside-

Tab. 3.12: Rendimentos de Motores ElétricosPotência do motor [CV] Rendimento do Motor [%]

Menor que 1/4 601/2 a 1,0 7011/2 a 5,0 7871/2 a 20 84Acima de 20 cv 88

Fonte: Venturini e Pirani (2005)

rando esse valores, será Qvent = 0,1070,6 ×20×632 =2257,08 kcal/dia

Para seleção do evaporador, somasse a carga referente aos dois motores com carga previ-

amente calculada. A ASHRAE (2010) indica um fator de segurança de 10% sobre as cargas

para se evitar discrepâncias entre o projeto real e a carga calculada. Dessa maneira a primeira

estimativa para carga térmica total será Qtot al = 1,1× (25919,26+2×2257,08) =33476,75

kcal/dia.

A partir desse valor faz-se a seleção de um evaporador, consultando o catálogo do forne-

cedor, de maneira que supra essa carga total.

Com dois evaporadores trabalhando 20 horas por dia, a capacidade frigorifica necessária

para cada será de 836,92 kcal/h.

O evaporador trabalha com a temperatura do fluido refrigerante 6 graus Celsius abaixo

da temperatura do ar no interior da câmara. Dessa maneira, para correta seleção no catálogo

∆T = 6ºC e temperatura de evaporação -5ºC.

De acordo com o catálogo da empresa Trineva (Trineva, 2015) o modelo que atende a

de carga térmica requerida é o FTH(D)6611. Que tem capacidade frigorífica de 843 kcal/h

e possui motoventiladores com potência de 65W, cerca de 0,0884 cv, como mostra a tabela.

Os dados do evaporador estão presente no anexo III.

Como a potência do motor indicada pelo catálogo é menor que a estipulada no chute

inicial, a seleção desse evaporador é considerada correta.

A carga térmica dos evaporadores selecionados será de Qvent = 3723,55 kcal/dia=0,180kW

74

Carga de segurança

Deve ser acrescido a carga térmica um fator de segurança de 10% da cargas calculadas.

Q f .s = 10%(Qpar ede +Qpr od +Qi n f +Qi lum +Qvent ) = 0,143 kW (3.23)

3.4.5 Carga térmica total

Somando as cargas encontra-se a carga térmica total Qtot al =32607,09 kcal/dia. Para o

sistema que opera 20 horas por dia Qtot al =1,896 kW.

A tabela 3.13 apresenta os valores das cargas e as percentagens de suas influência sob o

total.

Tab. 3.13: Cargas Térmicas do ProjetoCarga

Térmica kcal/dia %

Transmissão nas paredes 2800,96 8,59%Infiltração 2019,33 6,19%Produto 21077,81 64,64%Iluminação 21,15 0,06%Motor do ventilador 3723,55 11,42%Fator de segurança 2964,28 9,09%Total 32607,08 100%

3.5 SELEÇÃO DO FLUIDO REFRIGERANTE

As pressões exercidas podem ser o fato determinante na seleção do refrigerante para dada

instalação frigorífica. Com efeito, se por um lado, pressões elevadas tendem a exigir tubu-

lações e reservatórios de espessura superiores às normais, por outro, refrigerantes a baixa

pressão podem ser inadequados para aplicações de reduzida temperatura de evaporação em

virtude da possibilidade de ocorrência de pressões sub-atmosféricas em determinadas regiões

do circuito, deixando-as expostas à ar atmosférico, o que como regra geral deve ser evitado.

Os refrigerantes R-12 e o R-134a apresentam pressões menores, razão pela qual são utili-

zados em aplicações de temperatura de evaporação mais elevados, tipicamente entre -20ºC

75

Tab. 3.14: Estados termodinâmicos do R-134 no ciclo Ideal

Estado Temperatura PressãoVolumeEspecífico

EntalpiaEspecífica

EntropiaEspecífica

Titulação(x)

ºC MPa m3/kg kJ/kg kJ/kg·K1 -5,0 0,24 0,0828 395,7 1,73 12 50,7 1,16 0,0181 428,2 1,73 –3 45,0 1,16 0,0009 263,9 1,21 04 -5,0 0,24 0,0294 263,9 1,24 0,35

e 0ºC. O refrigerante R-134a é um HFC, sendo considerado por alguns setores da industria

como o substituto ideal do R-12 (Stoecker e Jabardo, 2002). Os compressores que atuam

com esses refrigerantes podem, em alguns casos, operar com fluidos alternativos como o

R402B o R407c ou o blend R404a/R507. Porém, esses apresentam custos mais elevados que

o R-134a.

O R-134a possui as seguintes classificações:

• ODP=0

• GWP=1430

• Classificação de segurança = A1

Usando o software “Computer-Aided Thermodaynamic Tables 3” (CATT-3 (1996)) é

possível definir os principais estados do gás refrigerante ao longo do ciclo termodinâmico de

compressão a vapor. Uma vez que em todos eles é possível saber pelo menos duas proprie-

dades intensivas.

No ciclo ideal, a começar pelo ponto 1 onde se tem vapor saturado a -5ºC , e no ponto 3

onde há líquido saturado a 45ºC. Do estado 1 para o 2 ocorre a compressão isentrópica, no

fim desse processo o fluido será um vapor superaquecido com a mesma entropia do estado

1, na pressão de condensação. Já na expansão de 3 para 4 processo é isoentálpico, isto é, a

entalpia no estado 4 é igual a do estado 3, na pressão de evaporação.

A ASHRAE (ASHRAE, 2009) fornece o diagramas de Pressão-entalpia para o refrige-

rante selecionado. O ciclo ideal está exposto na figura 3.9, onde mostra o caminho percorrido

pelo fluido. O diagrama da figura 3.10 representa a configuração com dois evaporadores.

76

Fig. 3.9: Diagrama R-134a ciclo IdealFonte: ASHRAE 2009

Fig. 3.10: Diagrama Ciclo Com dois Evaporadores

4 SELEÇÃO DE EQUIPAMENTOS

Este capítulo descreverá os equipamentos envolvidos na refrigeração mecânica pro com-

pressão a vapor e seu processo de seleção. São eles o compressor, condensador, dispositivo

de expansão e evaporador.

4.1 COMPRESSOR

O compressor é um equipamento mecânico capaz de transferir a energia recebida do

motor elétrico para o fluido refrigerante, e se caracteriza como um dos principais compo-

nentes do sistema de refrigeração. Sua função é aumentar a pressão do fluido refrigerante e

promover a circulação desse fluido no sistema (Tassini, 2012).

Os compressores para ciclo de refrigeração são classificados em dois grupos, de acordo

com o método de compressão: Compressores de deslocamento positivo e compressores di-

nâmicos. O único tipo de compressor Dinâmico utilizado na refrigeração industrial é o cen-

trifugo. Nesse tipo de compressor o aumento da pressão depende da conversão de pressão

dinâmica em pressão estática. O gás é acelerado pelas pás do rotor e sua velocidade é con-

vertida em pressão. Os compressores de deslocamento positivo promovem o aumento da

pressão do vapor pela redução do volume interno da câmara de compressão através de uma

força mecânica aplicada ao compressor. Esse pode ser do tipo: alternativo ou rotativo. A

figura 4.1 mostra a classificação dos compressores de acordo com o tipo de compressão.

Fig. 4.1: Classificação dos Compressores

De acordo com suas características construtivas podem ser classificados em: abertos;

semi-herméticos e herméticos. No compressor aberto o motor é externo e aciona o compres-

77

78

sor através de um eixo que atravessa a carcaça. No compressor semi-hermético, a carcaça

envolve tanto o compressor propriamente dito quanto o motor. Nele é possível remover o

cabeçote expondo válvulas e os pistões. O compressor do tipo hermético é semelhante ao

semi-hermético, destes diferindo no fato da carcaça só apresentar entrada e saída do refri-

gerante e conexões elétricas do motor. Tanto nos compressores herméticos quanto nos seu

similares semi-herméticos elimina-se a necessidade de um selo de vedação para o eixo, como

ocorre nos compressores abertos. Entretanto perde um pouco de sua eficiência em virtude

do aquecimento do refrigerante promovido pelo enrolamento. Wang (2001)

A seleção do compressor leva em consideração diversos fatores como: a capacidade da

instalação; limitações físicas; ruído; eficiência; custo; refrigerante empregado. A seguir

serão descritos os princípios de funcionamento do compressores alternativos e rotativos.

Nesse projeto o compressor selecionado é hermético recíproco (alternativo) da linha Dan-

foss Maneurop (figura 4.2). Eles são projetados para aplicações de médias e altas tempera-

turas de evaporação para câmaras frigoríficas.

Fig. 4.2: Compressores ManeuropFonte: Danfoss (2012)

79

4.1.1 Compressor Alternativo ou Recíproco

Os compressores alternativos baseiam-se no movimento de um pistão dentro de um cilin-

dro. Quando o pistão desloca-se do ponto morto superior (PMS) para o ponto morto inferior

(PMI), o vapor entra no cilindro através de uma válvula se sucção, que se abre automati-

camente pela diferença de pressão. Nesse deslocamento, o volume do cilindro é quase que

totalmente preenchido pelo vapor do refrigerante. No movimento ascendente, o pistão de

movimenta desde o PMI até o PMS. Nesse momento a válvula de sucção encontra-se fe-

chada pela ação de uma mola e a pressão no interior do cilindro aumenta pela diminuição do

volume do cilindro. Esse processo continua até que a pressão no interior do cilindro consiga

vencer a pressão da mola da válvula de descarga, próxima da pressão de condensação. Nesse

processo, parte do vapor permanece dentro do cilindro, na pressão de descarga, uma vez que

o pistão não consegue varrer todo o volume do cilindro. Esse volume residual, chamado de

espaço nocivo, é necessário para acomodar as válvulas de sução e descarga e para permitir

tolerâncias do processo de fabricação. A existência desse espaço faz com que, durante o

processo de aspiração, a pressão dentro do cilindro não diminua imediatamente até a pressão

de sucção, criando um processo chamado de reexpansão do vapor presente no espaço nocivo.

Macagnan (2015)

4.1.2 Seleção do Compressor

Uma vez determinada todas as parcelas da carga térmica, conforme tabela 3.13, e os

estados do fluido refrigerante ao longo do ciclo de refrigeração, conforme tabela 3.14, o

passo seguinte será determinar a capacidade frigorífica do sistema, a potência de compressão,

e o coeficiente de performance do ciclo ideal.

• Capacidade Frigorífica

As parcelas da carga térmica foram determinadas para um dia. Porém o compressor

do sistema frigorífico não deve operar 24 horas por dia. O que exige uma fixação de

seu tempo de operação para a determinação de sua capacidade frigorífica.

Como a temperatura da câmara é menor que 1ºC e considerando o degelo elétrico o

80

tempo de operação adotado será top =20 h/dia.

A capacidade de refrigeração será dada por

Q f r i g = Qtot al

top= 32607,35kcal /di a

20h/di a= 1630,35kcal/h= 1,896kW (4.1)

• Potência de compressão

Efeito de Refrigeração, a partir da equação (2.30) é dado por ER = 395,7− 263,9 =131,8 kJ/kg

A vazão em massa, a partir da equação 2.31, sendo Qe = Q f r i g em kW, é dada por

m = 0,0144 kg/s

A Vazão volumétrica, na entrada do compressor, a partir da equação (2.32) é dada por

V =0,0144 · 0,0828 = 0,00107 m3/s = 3,85 m3/h

A Potência de compressão, de acordo com a equação (2.33) é dada por Wcp =0,0144

(428,2 - 395,7)=0,4675 kW

• Coeficiente de Performance ciclo ideal

Coeficiente de performance, pela equação (2.37) é dado por COP = 395,7−263,9428,2−395,7 = 4,05

Com a potência mínima requerida para o compressor é de 467,5 W para uma capacidade

frigorífica de 1,896 kW (1630,35 kcal/h). De acordo com o catálogo da fabricante Danfoss

(2012), Anexo IV, o compressor selecionado é o DANFOSS MTZ022-3VM.

Pelo catálogo, para uma temperatura de evaporação de -5ºC e de condensação de 45ºC,

usando o refrigerante R134A, a capacidade de refrigeração é de 2126 kcal/h e a potência

consumida pelo compressor é de 1,2 kW. Segundo as especificações técnicas da Danfoss

(2018), esse compressor tem vazão volumétrica é de 6,63 m3/h e possui apenas um cilindro.

O óleo lubrificante no compressor é utilizados para reduzir o atrito, diminuir o desgaste

das peças móveis e protegê-las contra corrosão. Para o compressor e refrigerante selecionado

o óleo lubrificante indicado é o polioléster 160PZ.

Dessa maneira, para o ciclo real utilizando esse compressor selecionado a capacidade

frigorífica e a potência de compressão estão descritas a seguir.

81

• Capacidade frigorífica Q f i g =2126 kcal/h= 2,47kW

• Potência de compressão

Vazão mássica para o compressor selecionado

m = 2,47 kW131,8 kJ/kg = 0,01876 kg/s

A vazão volumétrica na entrada desse compressor

V = 0,01876 · 0,0828 = 0,00155 m3/s = 5,59 m3/h

portanto atende a aplicação

O trabalho no compressor

Wcp = 0,01876 (428,2- 395,7)= 0,60969 kW

• Coeficiente de performance

COP = 2,47/0,609= 4,05

• O rendimento do motor do compressor

Considerando o consumo especificado no catálogo e o potencia de compressão gerada.

ηmotor =0,60969/1,2=50,8%

O custo de aquisição compressor é de cerca de 2000,00 reais

4.2 CONDENSADOR

O condensador é um trocador de calor onde gás quente a alta pressão é condensado a

líquido e o calor latente de condensação é rejeitado para o ar atmosférico ou água. Em

um condensador, o vapor é primeiramente desuperaquecido, depois condensado a líquido e

finalmente sub-resfriado (Wang e Lavan, 1999).

De acordo com a forma que o refrigerante é resfriado o condensador pode ser classificado

em três tipos: condensadores a ar, a água e evaporativos.

O condensador mais utilizado nas aplicações de refrigeração de pequeno porte é com

ventilação forçada de ar. Será esse tipo o aplicado nesse trabalho.

82

Condensadores a ar, geralmente são do tipo aletas e tubos onde no interior percorre o

fluido refrigerante e o ar escoa externamente. A convecção do ar externo pode ser natural

ou forçada. O uso de um ventilador aumenta a capacidade de resfriamento (Miller e Miller,

2006).

4.2.1 Capacidade do Condensador

É a quantidade de calor que a unidade deve transferir para o meio de condensação a

temperatura de 45ºC.

Calor rejeitado no condensador pela equação 2.35

Qc =0,0144 (428,9-263,9)=2,36 kW

Qc =2032,7 kcal/h

O condensador selecionado para o sistema é o modelo CDE 2778 da fabricante Elgin,

figura 4.3. Conforme é fornecido em seu catálogo, anexo V, o condensador é fabricado com

tubos de cobre e aletas de alumínio. Possui 3 fileiras de 30 tubos, com 8 aletas por polegada,

contando com uma área de troca de 3366m2. O condensador conta com apenas um ventilador

para realizar a convecção forçada de ar. Sua capacidade de rejeição de calor é de 2385 kcal/h.

Fig. 4.3: Condensador ElginFonte: Elgin

O custo aproximado de aquisição desse condensador é 280,00 reais.

4.3 EVAPORADOR

O evaporador é um dispositivo trocador de calor no qual um líquido volátil pode vapori-

zar, removendo calor de um espaço ou produto. Eles são fabricados em uma ampla variedade

83

de tipos, formas, tamanhos e projetos para atender às necessidades de diversas aplicações da

refrigeração mecânica. Dossat e Horan (2002)

De acordo com Dossat e Horan (2002) o evaporador pode ser classificado segundo:

1. Tipo construtivo: tubo liso, de placas e tubos aletados.

2. Configuração do circuito:

No circuito simples o líquido entra no topo de um único tubo e sai na parte inferior. O

circuito pode ser dividido na parte final do evaporador para diminuir a queda de pres-

são. Um outro design é a divisão desde a entrada em mais de um circuito, colocando

se escoamentos cruzado ou contrários.

3. Método de alimentação do refrigerante:

Trata-se da forma como o refrigerante é entregue ao evaporador, pode ser divido em

expansão seca, inundado e recirculação de refrigerante.

4. Método de circulação do ar:

O ar pode circular sobre as superfícies de troca de calor do evaporador por convecção

natural ou forçada. O ar no refrigerador é o meio que transporta o calor do produto

para o trocador de calor.

5. Método de desgelo:

Em aplicações onde a temperatura da superfície permanece acima do ponto de orvalho

da mistura do ar, um filme de líquido se forma na parede do trocador. Essa camada me-

lhora a condução de calor do ar para o refrigerante. Nessa condição não ha formação

de gelo, logo não carece de estratégias de descongelamento.

Em muitas aplicações a temperatura do ar é reduzida para valores abaixo do ponto

de orvalho. Consequentemente, parte da mistura do ar condensa nas serpentinas do

evaporador. Se a temperatura cair para valores abaixo do ponto de congelamento uma

camada isolante de gelo se formara na parede do trocador, reduzindo as trocas de

calor com o ar. Nesse tipo de aplicação diferente métodos podem ser empregados para

84

remover o gelo da superfície do evaporador, tais como: desgelo elétrico, gás quente,

desgelo a ar e desgelo a água.

4.3.1 Seleção do Evaporador

O evaporador selecionado é de Tubos aletados, com circuito simples, expansão seca,

circulaçção de ar forçada e desgelo elétrico.

Os Tubos aletados são serpentinas que atravessam placas perfuradas paralelas para au-

mentar área da superfície transferência de calor. Parte do ar circulando nas proximidades do

evaporador passa entre dois tubo adjacentes não entrando em contato direto com a superfí-

cies resfriada. Quando as aletas são adicionadas elas se estendem para essa região agindo

como uma superfície secundária. Esse design permite que o evaporador tenha dimensões

menores enquanto providencia a mesma capacidade de troca de energia.

Na expansão seca o refrigerante entra como mistura de vapor e líquido ao sai pela válvula

de expansão, normalmente termostática, numa quantidade que possa ser completamente va-

porizado. Esse método garante o estado do de vapor superaquecido do refrigerante no final

na linha, quando chega a sucção do compressor. É o mais aplicado na refrigeração mecânica

pois são mais simples e compactos e requerem uma carga menor de refrigerante.

A convecção natural é utilizada em aplicações de baixa velocidade de circulação do ar ou

quando a desidratação do produto é um problema. O coeficiente transmissão de calor desse

tipo é menor o que exige grandes áreas de superfície de troca. Porém, tubos muito longos

aumentam a perda de carga.

A convecção forçada é atualmente mais usada em câmaras frigorificas, a posição do

ventilador em relação as serpentinas e aletas do trocador pode ser succionando ou soprando

o ar. O aumento da velocidade de circulação do ar aumenta o coeficiente de transmissão

de calor, permitindo o uso de evaporadores menores e promove uma melhor distribuição de

temperaturas dentro da câmara. Porém, o motor do ventilador gera calor.

O processo de seleção do evaporador está descrito na seção de cálculo de carga térmica

dos motores do ventilador do evaporador.

O equipamento selecionado é o Trineva FTH(D)6611, figura 4.4. Construída com aletas

85

corrugadas autoespaçadas de alumínio e tubulação de cobre de 3/8”. Espaçamento entre

aletas de 6 aletas por polegada. Motoventiladores para a circulação de ar de 65W de potência

que permitem uma vazão de ar de 770 m3/h sua área de troca total é de 3,14 m2. Sua

capacidade frigorífica é de 843 kcal/h. Dados do catálogo de produtos da Trineva (2015),

Anexo III.

Fig. 4.4: Evaporador FTH TrinevaFonte: Catálogo Trineva

O custo de aquisição do evaporador é de 500,00 reais

4.4 DISPOSITIVO DE EXPANSÃO

Em um sistema de refrigeração, o dispositivo de expansão tem a função de reduzir a

pressão do refrigerante desde a pressão de condensação até a pressão de vaporização. Ao

mesmo tempo, este dispositivo deve regular a vazão de refrigerante que chega ao evaporador

de modo a satisfazer a carga térmica aplicada ao mesmo. Entre os principais tipos de disposi-

tivos de expansão estão: válvula de expansão termostática, válvulas de expansão eletrônicas,

válvulas de bóia, válvulas de expansão de pressão constante e tubos capilares. Venturini e

Pirani (2005)

A dispositivo de expansão mais utilizada em câmaras frigoríficas é a válvula de expan-

são termostática. O tipo de equalização (interna ou externa) deverá ser definido em função

do evaporador selecionado. A seleção da válvula é função da capacidade requerida (carga

térmica) e da temperatura de evaporação e de condensação em que deverá operar, além do

tipo de refrigerante utilizado no sistema. A capacidade que aparece indicada na válvula é de-

nominada de capacidade nominal, para definir a capacidade real da válvula é preciso definir

86

a pressão de evaporação e de condensação em que a válvula opera e consultar o catálogo da

válvula. Vilain (2018)

A ASHRAE (2010) descreve o funcionamento do equipamento. Três pressões e suas

forças equivalentes governam a operação da válvula de expansão termostática.

• P1 = A pressão do elemento termostático (Função da temperatura e carga do bulbo),

aplicada no topo do diafragma e atua no sentido de abrir a válvula.

• P2 = Pressão do evaporador, que atua na parte inferior do diafragma através do equa-

lizador (interno ou externo), no sentido de fechamento da válvula.

• P3 = Pressão equivalente a força da mola de superaquecimento, também aplicada no

sentido de fechamento.

Sob qualquer condição operacional constante, o balanço das forças de pressão será dado por:

P1=P2+P3.

Um aumento da carga de calor no evaporador aumenta a temperatura de gás refrigerante

que sai do evaporador. O bulbo da válvula sente este aumento, e a pressão de carga termos-

tática P1 aumenta fazendo com que a válvula abra mais. A vazão se eleva e resulta em uma

pressão maior do evaporador P2, e o controle é novamente estabelecido. Por outro lado, a

diminuição da carga de calor no evaporador diminui a temperatura do gás refrigerante que sai

do evaporador ocasionado a diminuição da vazão pelo fechamento da válvula de expansão

termostática.

A Equalização interna, figura 4.5, ocorre pela pressão de saída da válvula transmitida

através de uma passagem interna para a parte inferior do diafragma, é a pressão de entrada

do evaporador.É recomendada para evaporadores com pequena queda de pressão. Na equa-

lização externa, figura 4.6, a parte debaixo do diafragma está isolada da pressão de saída da

válvula. A pressão é transmitida ao diafragma por meio de uma conexão que ligada a saída

o evaporador. As válvulas de equalização externa não são afetadas pela perda de carga no

evaporador.

87

Fig. 4.5: Válvula de expansão de equalização internaFonte: ASHRAE(2010)

Fig. 4.6: Válvula de expansão de equalização externaFonte: ASHRAE(2010)

88

4.4.1 Seleção da válvula de expansão termostática

Serão utilizadas duas válvulas, uma para cada evaporador empregado. Como visto ante-

riormente cada evaporador possui capacidade de 843 kcal/h, isto é, 0,98 kW.

O dispositivo de expansão selecionado é a Válvula de expansão termostática de equaliza-

ção externa T2/01 da Danfoss, figura 4.7. De acordo com o catálogo, anexo VI, ela permite

aplicações em unidades com capacidade evaporativas de até 1,7 kW para as temperaturas de

condensação e evaporação do projeto. Nesta válvula a injeção é controlada pelo superaque-

cimento do refrigerante. Portanto, as válvulas são particularmente adequadas para a injeção

de líquidos em evaporadores “secos”, nos quais o superaquecimento na saída do evaporador

deve ser mantido constante.

Fig. 4.7: Válvula de expansão DanfossFonte: Catálogo Danfoss

O custo de aquisição do da válvula de expansão é de 250,00 reais.

5 CONCLUSÕES E PERSPECTIVAS FUTURAS

Nesse trabalho foi detalhado o projeto de câmara compacta para resfriamento barris de

chopp de cerveja artesanal, como alternativa para se disponibilizar uma maior quantidade de

bebidas e melhor aproveitar o espaço disponível no local da instalação.

A câmara projetada tem capacidade para conter 20 barris de chopp de 30 litros. Dessa

quantidade 12 são utilizados para servir a clientela de estabelecimento de pequeno porte,

os demais são resfriados para melhor conservação e para que possam ser usado em caso de

substituição. O formato e dimensões físicas da câmara são consequência da necessidade de

armazenamento e influências das limitações espacias.

O sistema de refrigeração precisará resfriar os barris e manter a temperatura com valores

ente 1 e 5ºC. A temperatura do ambiente de Niterói, local de aplicação do projeto, foi definida

como 35ºC. As temperaturas de evaporação e condensação são definidas pela relação entre as

temperaturas do reservatórios e do fluido de trabalho no ciclo. A temperatura de condensação

é de 45ºC e a de evaporação -5ºC. O fluido refrigerante que será aplicado no ciclo será o R-

134a.

Com isso concluísse que:

• O design da câmara foi capaz de atender o objetivo do projeto e se adequar as ca-

racterísticas do local de instalação. Com esse projeto garante-se o atendimento das

necessidades do comércio e permite-se abandonar o uso de chopeiras a gelo e elétri-

cas.

• O R134a possui ODP=0 e GWP=1430 e vida útil na atmosfera de 14 anos. Sua classi-

ficação de toxicidade é A1, ou seja, não toxico e não inflamável.

• O ciclo de carnot fornece o coeficiente de performance máximo para um ciclo de

refrigeração que opere entre dois reservatórios de energia. Cop carnot =5,36.

• O ciclo de refrigeração por compressão a vapor com R-134a como fluido de trabalho

possui COP = 4,05. Ou seja, o ciclo de refrigeração se afasta em 24,38% do rendimento

do ciclo ideal, para os mesmos reservatórios.

89

90

• Os painéis de poliuretano da linha Frigo da ISOESTE com a espessura de 70mm ga-

rantem um isolamento entre bom e excelente. Além disso, a montagem esse tipo de

parede é mais simples devido ao encaixe tipo macho e fêmea.

• A carga térmica total calculada foi de 32607,09 kcal/dia, ou seja, 1,89 kW.

• Constatou-se que a parcela que mais exerce influência na carga térmica total é a re-

ferente a redução da temperatura do produto e suas embalagens, que corresponde a

64,64% do valor total.

• Diante da capacidade frigorífica foram selecionados os equipamentos desta câmara

fria: compressor Danfoss MTZ022-3VM; condensador Elgin CDE 2778; válvula de

expansão termostática Danfoss T2/01; Evaporador Trineva FTH(D)6611. Esses equi-

pamentos, de acordo com os cálculos e informações dos fabricantes, são capazes de

atender a capacidade que a câmara fria exige.

• O custo total de aquisição desse sistema de refrigeração é próximo a 3750,00 reais.

Propostas para Trabalhos Futuros

Como sugestões para trabalhos futuros, tem-se:

• Fazer a seleção dos dispositivos de controle da câmara, especificando acessórios como

termostato e pressostato para controlar as condições do refrigerante com maior preci-

são.

• A partir do projeto real avaliar as condições de operação, rendimentos térmicos, custos

iniciais e operacionais. Para se fazer um comparativo com a câmara projetada neste

trabalho.

• Realizar a comparação de custos entre o sistema de chopeiras e a câmara fria para

avaliar a real melhoria do fornecimento do serviço a partir do sistema projetado.

• Estudo de métodos para redução da carga térmica para diminuir o trabalho no com-

pressor e reduzir o consumo de energia elétrica.

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7 ANEXOS

7.1 Anexo I - Paineis Isojoint Frigo PUR

94

95

7.2 Anexo II - Detalhamento Câmara Fria

96

97

7.3 Anexo III - Evaporador Trineva FTH

98

7.4 Anexo IV - Compressore MTZ Danfoss

99

7.5 Anexo V - Condensadores Elgin

100

7.6 Anexo VI - Válvula de Expansão Termostática T2

Danfoss