Projeto de um ciclo de refrigeração cascata utilizando CO...

Projeto de um ciclo de refrigeração cascata

utilizando CO2 como refrigerante para

atender um supermercado.

Luis Felipe Chilicaua Barbosa

Projeto de Graduação apresentado ao Curso

de Engenharia Mecânica da Escola

Politécnica, Universidade Federal do Rio de

Janeiro, como parte dos requisitos

necessários à obtenção do título de

Engenheiro,

Orientador: Nísio de Carvalho Lobo Brum

Rio de Janeiro

Setembro 2016

Barbosa, Luis Felipe Chilicaua

Projeto de um ciclo de refrigeração cascata utilizando CO2

como refrigerante para atender um supermercado/ Luis Felipe

Chilicaua Barbosa – Rio de Janeiro: UFRJ/ Escola Politécnica,

2016.

X, 50 p.: il: 29,7 cm

Orientador: Nísio de Carvalho Lobo Brum

Projeto de Graduação – UFRJ/ Escola Politécnica/

Departamento de Engenharia Mecânica, 2016.

Referências Bibliográficas p. 48-50

1. Ciclo de refrigeração CO2. 2. Refrigerante CO2. 3.

Refrigerante R744. 4. Cálculo de COP de um ciclo de

refrigeração. 4. Seleção de equipamentos para um ciclo de

refrigeração CO2. 5. Análise do consumo energético de um ciclo

de refrigeração. I. Brum, Nísio de Carvalho Lobo. II. Universidade

Federal do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Departamento de

Engenharia Mecânica. III. Projeto de um ciclo de refrigeração

cascata utilizando CO2 como refrigerante para atender um

supermercado.

i

AGRADECIMENTOS

Agradeço a todos meus professores e principalmente a meu orientador desse

trabalho final, Professor Nísio Brum, pela proposta do tema, atenção, conselhos,

compartilhar conhecimento e especialmente pela paciência e compreensão com a

minha trajetória profissional.

Também a toda minha família por todo apoio durante a graduação,

especialmente Pai (Luis Noronha), Mãe (Leila Paz) e Avó (Flor Paz) que sempre

acreditaram no meu potencial.

E por fim, a todos os amigos que ao longo dos anos somam à minha vida.

Não conseguiria sem a força de vocês.

Obrigado a todos.

ii

RESUMO

O objetivo deste projeto é analisar e definir a melhor opção de um ciclo de

refrigeração por compressão a vapor utilizando como fluido refrigerante o dióxido de

carbono (CO2, R744) para um estabelecimento de carga térmica já estipulada.

Inicialmente, será apresentada a evolução histórica da aplicação do CO2 como

refrigerante, até o contexto tecnológico e de impactos ambientais da atualidade. Serão

esclarecidos os pontos operacionais positivos do refrigerante que justificam a

motivação para o atual crescimento de instalações bem como as diversas maneiras de

operação e comportamento do fluido no ciclo de refrigeração. Duas diferentes

configurações serão comparadas por cálculos manuais e simuladas em softwares para

que conclua-se qual desses ciclos é o mais viável para implantação no supermercado

considerando eficiência térmica para, posteriormente, serem selecionados os

principais equipamentos mais adequados, utilizando catálogos ou softwares de

fabricantes, e por fim comparação de consumo e custo energético do sistema.

iii

ABSTRACT

The objective of this project is to analyze and define the best option of a vapor

compression refrigeration cycle using carbon dioxide as the refrigerant (CO2, R744) for

a thermal load of establishment already stipulated. Initially, the historical evolution of

the application of CO2 as a refrigerant will be presented to the technological context

and environmental impacts of today. Positive operating points of the refrigerant will be

clarified to justify the motivation for the current growth of plants and the various ways of

operation and flow behavior in the refrigeration cycle. Two different configurations will

be compared by manual calculations and simulated in software to the conclusion which

of these cycles is the most feasible for implementation in the supermarket considering

thermal efficiency for later major equipment best suited to select, using catalogs or

software of manufactures, and finally comparison of energy consumption and cost of

the system.

iv

SUMÁRIO

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

2 – ASPECTOS AMBIENTAIS ...................................................................................... 2

2.1 Protocolo de Kyoto .................................................................................................. 2

2.2 Aquecimento global e efeito estufa ......................................................................... 3

2.3 Protocolo de Montreal ............................................................................................. 3

2.4 Camada de Ozônio ................................................................................................. 5

3 – HISTÓRICO DE APLICAÇÃO ................................................................................. 8

3.1 Propriedades e características ................................................................................ 8

3.2 Comportamento e fases do CO2 ........................................................................... 10

3.3 Segurança ............................................................................................................ 11

4 – CICLOS DE REFRIGERAÇÃO UTILIZANDO CO2................................................ 13

4.1 Ciclo transcrítico ................................................................................................... 13

4.2 Ciclo subcrítico ..................................................................................................... 15

5 – CARGA TÉRMICA ................................................................................................ 17

6 – CICLOS PARA ANÁLISE ...................................................................................... 18

6.1 Ciclo 1; R134a – R744 .......................................................................................... 19

6.1.1 R744 no ciclo 1 ( Tc = -10ºC ; Te = -35ºC ) ........................................................ 19

6.1.1.1 Cálculos e resultados ...................................................................................... 21

6.1.2 R134a no ciclo 1 ( Tc = 40ºC ; Te = -5ºC ) ......................................................... 23


6.2 Ciclo 2; R404a – R744 .......................................................................................... 26

6.2.1 R404a no ciclo 2 ( Tc = 45ºC ; Te = -15ºC ) ....................................................... 27


v

6.3 Cálculo do coeficiente de performance (COP) ...................................................... 28

6.3.1 Cálculo do COP R134a-R744 ............................................................................ 28

6.3.2 Cálculo do COP R404a-R744 ............................................................................ 29

6.4 Seleção do ciclo .................................................................................................... 29

7 – SELEÇÃO DE EQUIPAMENTOS ......................................................................... 30

7.1 Compressores ..................................................................................................... 30

7.1.1 R134a ................................................................................................................ 30

7.1.2 R744 .................................................................................................................. 31

7.1.3 R404a ................................................................................................................ 32

7.2 Evaporadores ....................................................................................................... 33

7.2.1 Evaporadores em LT para congelados .............................................................. 34

7.2.2 Evaporadores em MT para resfriados ................................................................ 35

7.3 Condensador ........................................................................................................ 35

7.4 Válvulas de expansão ........................................................................................... 39

7.4.1 VExp para R134a ............................................................................................... 39

7.4.2 VExp para R744 ................................................................................................. 40

7.5 Trocador de calor .................................................................................................. 41

8 – CONSUMO ENERGÉTICO ................................................................................... 42

9 – CONCLUSÃO ....................................................................................................... 47

10 – REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS .................................................................... 48

vi

ÍNDICE DE FIGURAS

Figura 2.1 - Consumo de CFCs no Brasil de 1992 até 2014 (eCycle, 2015) ................ 4

Figura 2.2 - Consumo de HCFCs no Brasil de 1992 até 2014 (eCycle, 2015) ............... 4

Figura 2.3 - Ciclo de Chapman ..................................................................................... 6

Figura 2.4 - Reações no ciclo de Chapman .................................................................. 6

Figura 2.5 - Ciclo do cloro (MMA, 2014)........................................................................ 7

Figura 3.1 - Tensão superficial do CO2 comparativo com outros fluidos (Ladeira,

Filho, 2005) ................................................................................................................... 9

Figura 3.2 - Densidade do CO2 de acordo com a variação de temperatura (Souza,

Antunes, Filho, 2012) .................................................................................................. 10

Figura 3.3 - Diagrama de fases do CO2 (Ladeira, Filho, 2005) .................................. 11

Figura 4.1 - Diagrama Pxh do CO2 (Souza, Antunes, Filho, 2012) .............................. 13

Figura 4.2 - Variação da capacidade térmica do CO2 no processo isobárico (Ladeira,

Filho, 2005) ................................................................................................................. 14

Figura 4.3 - Ciclo transcrítico CO2 (CoolPack) ............................................................ 15

Figura 4.4 - Ciclo subcrítico do CO2 (CoolPack) ......................................................... 16

Figura 6.1 - Layout ciclo 1 ........................................................................................... 19

Figura 6.2 - Diagrama Pxh do CO2 no ciclo 1 (CollPack) ............................................ 21

Figura 6.3 - Diagrama Pxh do R134a no ciclo 1 (CoolPack) ....................................... 23

Figura 6.4 - Layout ciclo 2 ........................................................................................... 26

Figura 6.5 - Diagrama Pxh do R404a no ciclo 2 (CoolPack) ....................................... 27

Figura 7.1 - Compressor para R134a com maior capacidade frigorífica no software

BITZER ....................................................................................................................... 30

Figura 7.2 – Compressor para R134a selecionado pelo software BITZER .................. 31

Figura 7.3 – Compressor para R744 selecionado pelo software BITZER.................... 32

vii

Figura 7.4 - Compressor para R404a com maior capacidade frigorífica no software

BITZER ....................................................................................................................... 33

Figura 7.5 – Compressor para R404a selecionado pelo software BITZER .................. 33

Figura 7.6 – Válvula selecionada pelo ExV da Carel para R134a ............................... 39

Figura 7.7 – Válvula selecionada pelo ExV da Carel para R744 ................................. 40

Figura 7.8 – Trocador de calor cascata SWEP B400 .................................................. 41

Figura 8.1 – Configuração ciclo subcrítico cascata CO2 no PACK CALCULATION .... 42

Figura 8.2 – Gráfico do consumo energético PACK CALCULATION ........................ 44

Figura 8.3 – Sistema de bandeira tarifárias de energia no Brasil (CPFL, 2016) .......... 45

viii

ÍNDICE DE TABELAS

Tabela 2.1 - Cronograma de eliminação do CFC no Brasil (MMA, 2014) .................... 5

Tabela 2.2 - Cronograma de eliminação do HCFCs no Brasil (MMA, 2014) .................. 5

Tabela 5.1 – Relação carga térmica (Silva, Euzébio, 2013) ........................................ 17

Tabela 6.1 – Estados do R744 no ciclo 1 .................................................................... 21

Tabela 6.2 – Estados do R134a no ciclo 1 .................................................................. 24

Tabela 6.3 – Estados do R404a no ciclo 2 .................................................................. 27

Tabela 7.1 – Tabela de capacidades catálogo comercial MIPAL ................................ 34

Tabela 7.2 – Catálogo comercial MIPAL ..................................................................... 36







Tabela 8.1 – Relação de equipamentos no ciclo subcrítico CO2 no PACK

CALCULATION ........................................................................................................... 43

Tabela 8.2 – Consumo energético PACK CALCULATION .......................................... 44

Tabela 8.3 – Tarifa de fornecimento de energia elétrica

(AES ELETROPAULO, 2016) ..................................................................................... 45

Tabela 8.4 – Sistema de bandeira tarifárias de energia no Brasil (CPFL, 2016) ......... 45

Tabela 8.5 – Economia Anual ..................................................................................... 46

1

1 – INTRODUÇÃO

A necessidade de controlar as condições do ambiente ocupado para realização

de atividades restritas a determinada temperatura ou para conforto foi a motivação

para a aplicação e desenvolvimento do ciclo de refrigeração por compressão a vapor. Na tentativa de sempre melhorar o ciclo para melhor atender o homem, as

variações para aumento da eficiência térmica dos sistemas seguiram sendo aplicadas

desenfreadamente à medida que eram descobertas até que os impactos sobre o

ambiente passassem a ser impossíveis de ignorar. Com a legislação restringindo o

uso de refrigerantes com elevado ODP (Ozone Deplation Potential – Potencial de

Destruição da Camada de Ozônio) e GWP (Global Warming Potential – Potencial de

Aquecimento Global) surge então a necessidade inquestionável de adequação para

utilização dos refrigerantes alternativos chamados de naturais. Nesse contexto que é

novamente apresentado o Dióxido de carbono - CO2 (R744) que já fora utilizado com

frequência no fim do século XIX até a década de 40 do século seguinte e depois

substituído pelos CFC’s e HCFC’s por diversos motivos cabíveis naquela época.

Evidentemente mais amistoso para o ambiente, o R744 já é muito comum nos

países de primeiro mundo do continente europeu, o que leva o Brasil caminhar para

popularização desse sistema já que é um dos signatários do protocolo de Montreal,

que visa eliminação das substâncias degradantes da camada de Ozônio, e também

um signatário do protocolo de Kyoto, que propõe redução da emissão de gases estufa.

Com toda a progressão tecnológica acumulada e precauções estabelecidas para

questões ambientais, hoje é possível dizer que o CO2 apresenta eficiência e

viabilidade maiores do que quando foi retirado de operação.

Neste estudo considera-se um estabelecimento de supermercado e de acordo

com sua carga térmica estipulada e localização geográfica analisa-se a aplicação de

dois ciclos de refrigeração por compressão a vapor utilizando CO2, avalia-se a

eficiência térmica através do cálculo do coeficiente de performance (COP) para definir

o melhor ciclo e assim selecionar seus principais equipamentos através de sofwares

freewares e catálogos de fabricantes além da estimativa de consumo e custo

energético do sistema.

2

2 - ASPECTOS AMBIENTAIS

Com as constantes preocupações com impactos ambientais e climáticos

intensificaram-se discussões para reduzir a degradação no planeta, nesse contexto

foram estabelecidos acordos em congressos para diminuir a destruição da camada de

ozônio e o aumento do aquecimento global que visaram restringir utilização de

refrigerantes sintéticos contribuintes com qualquer um dos dois problemas citados ou

ambos no mundo inteiro. Devido às exigências estabelecidas, iniciaram-se e

retomaram-se estudos para que fluidos refrigerantes CFC’s, HCFC’s e HFC’s com

elevadíssimos ODP e GWP possam ser substituídos por refrigerantes naturais com

menor potencial de impacto ambiental. A seguir serão esclarecidos os dois protocolos

que regem o processo de preservação ambiental do planeta quanto à fluidos de

refrigeração.

2.1 Protocolo de Kyoto

Idealizado inicialmente na “Toronto Conference on the Changing

Atmosphere” em Toronto no Canadá em 1988 e posteriormente criado em Kyoto no

Japão em 1997, este tratado internacional visa reduzir as emissões de gases

poluentes responsáveis pelo aquecimento global e elevação do efeito estufa e entrou

em vigor oficialmente em 16 de fevereiro de 2005 tendo o Brasil como signatário. O

objetivo de reduzir em 5% a emissão de gases poluentes entre 2008 e 2012 não foi

alcançado o que fez com que estabelecessem novas metas para 2020. Dados

divulgados em fevereiro de 2015 apontam que entre os anos de 2005 e 2012 houve

um aumento da emissão mundial destes gases em 16% mas apesar dos números se

não houvesse o Protocolo de Kyoto as emissões de gases do efeito estufa e impactos

no planeta teriam sido maiores. (Lima, 2011)

Especialistas acreditam que com o cumprimento das medidas a temperatura

global possa diminuir entre 1,5ºC e 5,8ºC até o final do século XXI. Com isso,

substâncias como HFC’s, CFC’s e HCFC’s utilizados na refrigeração com elevados

GWP foram condenadas à substituição e o número de projetos apresentados nas

conferências anuais estão aumentando consideravelmente com tendência a continuar

crescendo por incentivo das indústrias devido à viabilidade financeira. (Ladeira, Filho,

2005).

3

2.2 Aquecimento Global e efeito estufa

O aquecimento na Terra essencial para a existência da vida e manutenção da

água líquida é proporcionado graças à atmosfera no planeta responsável pelo efeito

estufa. A energia irradiada pelo Sol à Terra é parte absorvida pela superfície terra,

parte refletida também pela superfície terrestre e parte refletida pela atmosfera. A

radiação infravermelha (comprimento de onda entre 4 mm e 100 mm) emitida pela

terra parte passa pela atmosfera ao espaço e parte é absorvida e reemitida pela

atmosfera de volta ao planeta em direções aleatórias pelas moléculas dos gases

estufa, fazendo com que a temperatura da superfície e atmosfera baixa do planeta

mantenham-se ideais para sobrevivência. Caso os gases estufa estejam com elevadas

emissão e concentração fora de controle esse fenômeno pode elevar a temperatura

média do planeta causando danos aos seres humanos, plantas, animais e alterações a

outros fatores essenciais.

2.3 Protocolo de Montreal

A convenção de Viena 1985 promovia “Proteção da Camada de Ozônio” e

contribuiu para o surgimento do protocolo de Montreal que passou a regular a

produção e o consumo de substâncias que destroem a camada de ozônio, tendo entre

elas os HCFC’s e CFC’s com elevadíssimos ODP e entrou em vigor em 1989. O Brasil

como signatário criou o plano de eliminação para CFC’s (tabela 2.1) que já fora

eliminado em 100% em 2010 (figura 2.1) e plano de eliminação para HCFC’s que

mostra uma previsão para eliminação total em 2040 (tabela 2.2) segundo o Ministério

do Meio Ambiente (MMA). Com isso, mais um acordo ambiental sugere a substituição

de refrigerantes sintéticos utilizados na refrigeração por possuírem elevado ODP.

Figura 2.1 - Consumo de CFC

Figura 2.2 - Consumo de HCFC

Consumo de CFC ’s no Brasil de 1992 até 2014 (eCycle, 2015)

Consumo de HCFC ’s no Brasil de 1992 até 2014

4

(eCycle, 2015)

s no Brasil de 1992 até 2014 (eCycle, 2015)

5

Tabela 2.1 - Cronograma de eliminação do CFC no Bra sil (MMA, 2014)

Tabela 2.2 - Cronograma de eliminação do HCFC no Br asil (MMA, 2014)

2.4 Camada de ozônio

A camada de ozônio, também chamada de ozonosfera, está concentrada com

cerca de 90% das moléculas na estratosfera (cerca de 20km a 35km de altitude) e os

outros 10% na troposfera (cerca de 10km a 16km de altitude). O ozônio troposférico é

considerado poluente e contribui para o aquecimento global, já o estratosférico tem

como função proteger dos raios ultravioleta tipo B (UV-B) oriundos da radiação solar

evitando a proliferação de câncer de pele em humanos e preservando estágios da vida

animal sendo vital para todo planeta.

Em 1930, o cientista Sydney Chapman propôs que o ozônio é produzido através

da fotólise de O2 na estratosfera. Na parte mais alta da estratosfera o oxigênio

diatômico (O2) reage com radiação ultravioleta tipo C (UV-C) com comprimento de

onda menor que 242nm tendo como produto 2 átomos de oxigênio (O) que por sua

vez unem-se com sua forma diatômica encontrada mais abaixo na estratosfera, em

que a radiação solar é menos intensa, formando assim o ozônio (O3) que

posteriormente interage com radiação UV-B com comprimento de onda entre 240nm e

320nm desassociando-se em 1 átomo de oxigênio (O) e 1 oxigênio diatômico (O2),

fazendo assim um controle natural e equilibrado de produção de ozônio. O ciclo

ilustrado na figura 2.3 leva o nome do cientista britânico responsável por sua

idealização e é o que garante a filtragem das radiações UV-B e UV-C.

SDOs Linha base 01/07/1999 01/01/2002 01/01/2003 01/01/2005 01/01/2007 01/01/2010 01/01/2015

CFC 1995-1997 Congelada 50% 85% 100%

Halon 1995-1997 Congelada 50% 100%

Brometo de metila 1995-1998 Congelada 20% 100%

Meticloroformo 1998-2000 Congelada 30% 70% 100%

Tetracloreto de carbono 1998-2000 85% 100%

Linha Base Congelamento 2010 2015 2020 2025 2030 2040

Consumo: média 2009/2010

Produção: média 2009/2010

Consumo de HCFC em 1989 +2,8% do consumo de

CFC em 1989

Produção média da produção de HCFC de 1989

+2,8% da produção de CFC em 1989 +2,8% do

consumo de CFC em 1989

100%35,0% 68% 98%

75% 90% 99,5% 100%

Países em desenvolvimento

(artigo 5 protocolo Montreal)

Países desenvolvidos

(artigo 2 protocolo Montreal)1996

2013 10%

6

Figura 2.3 - Ciclo de Chapman

Figura 2.4 – Reações no ciclo de Chapman

Quando CFC’s e HCFC’s chegam à estratosfera sofrem fotólise com a ação da

radiação UV e liberam radicais livres, no caso um átomo de cloro (Cl), que reage com

o ozônio (O3) para dissociá-lo produzindo uma molécula de oxigênio (O2) e uma

molécula de óxido de cloro (ClO). Segundo o MMA brasileiro (2014), um radical livre

de cloro (Cl) tem potencial para destruir 100 mil moléculas de ozônio (O3) e além de

catalisar a destruição impede a sua formação de acordo com o ciclo de Chapman, já

que o óxido de cloro (ClO) possui vida muito curta e reage novamente com um átomo

de oxigênio (O) que resultará em um átomo de cloro (Cl) e uma molécula de oxigênio

(O2). Todo esse processo tem como consequência o buraco na camada de ozônio

altamente prejudicial ao processo de filtragem de raios UV-B (Molina, Rowland, 1974).

7

Figura 2.5 - Ciclo do cloro (MMA, 2014)

8

3 - HISTÓRICO DE APLICAÇÃO

Apesar da atual crescente de projetos, aplicações e estudos envolvendo o

dióxido de carbono, CO2 ou R744, a utilização do mesmo como fluido refrigerante vem

desde 1850 quando o inventor britânico Alexander Twining propôs usa-lo em um ciclo

de refrigeração de compressão a vapor. Seu auge de utilização foi nas décadas de 20

e 30 do século XX e era muito comum em grandes embarcações. Com o surgimento

dos CFC’s e depois os HCFC’s como refrigerantes considerados mais seguros na

época, a rápida perda de capacidade térmica e os altos valores de pressão em altas

temperaturas eram argumentos para a redução e substituição do R744. Após estudos

revelarem os crescentes impactos ambientais no planeta e os acordos mundiais com

exigências que desencadeiam a busca por alternativas naturais, ressurge então a

proposta de aplicação do R744 como fluido de refrigeração através do Professor

Gustav Lorentzen em aplicações subcríticas e transcríticas em um cenário mais

avançado tecnologicamente e mais responsável com o planeta. (Silva, 2009)

3.1 Propriedades e características

O CO2 é um fluido refrigerante alternativo totalmente natural e facilmente

encontrado na atmosfera, aproximadamente 0,04% em volume (400 ppm), sendo

gerado por atividades naturais, como a respiração animal e decomposição ou

combustão da matéria animal e vegetal (Silva, 2009), e por atividades industriais,

como subproduto em que pode até ser armazenado no sistema de refrigeração ao

invés de despejado diretamente na atmosfera. Possui GWP baixo e igual a 1 sendo

referência para medição de potencial para todos os outros gases, seu ODP é nulo, não

existe nenhuma regulamentação da comunidade mundial para recolhimento,

recuperação, destruição ou reciclagem como existe para refrigerantes sintéticos, não é

um gás tóxico e não é inflamável, fazendo valer seu rótulo de refrigerante

ecologicamente correto com baixíssimo TEWI (Total Equivalent Warming Impact =

Impacto total equivalente de aquecimento).

No que diz respeito à parte operacional o CO2 possui alta densidade de vapor

comparada com outros refrigerantes, possui capacidade volumétrica de refrigeração a

0ºC de 22545 kJ/m³ (expressa o potencial de refrigeração em 1m³ aspirado pelo

compressor), o que possibilita que equipamentos, tubulação e componentes sejam

fisicamente menores, destacando-se os compressores que ao succionarem maior

quantidade de vapor em um espaço menor irão trabalhar com maior eficiência

operacional e energética e menor quantidade de carga total de refrigerante do sistema

9

utilizando o R744 ao invés de um refrigerante com menor capacidade volumétrica

(Souza, Antunes, Filho, 2012).

O CO2 ainda é imiscível aos óleos lubrificantes o que facilita a separação e

reduz o arraste no sistema e desta forma aumenta a transferência de calor nos

evaporadores e nos condensadores.

Possui a menor tensão superficial (σ) dentre os refrigerantes. Esta tensão

influencia na formação de bolhas e quanto menor ela for menor será a nucleação e o

crescimento de bolhas, preservando inteiramente a capacidade operacional da válvula

de expansão de forma que não haja a diminuição da quantidade de fluido refrigerante

chegando ao evaporador (Ladeira, Filho, 2005).

Figura 3.1 - Tensão superficial do CO 2 comparativo com outros fluidos

(Ladeira, Filho, 2005)

Sistemas com CO2 operam com altas pressões de trabalho, bem maiores que

os refrigerantes sintéticos e foi um dos motivos para cair em desuso por falta de

segurança na década de 40. Porém com o avanço tecnológico e estudos já existem

alternativas para equiparar as pressões com alguns fluidos padrões no mercado, como

o R410a, além de também termos disponíveis atualmente uma maior variedades de

equipamentos, componentes e mecanismos de segurança para suportar elevadas

pressões incentivando mais ainda a aplicação deste fluido natural na refrigeração.

10

Dentro do contexto ambiental, considerando suas propriedades e

características, CO2 já seria uma ótima alternativa para refrigeração e isso se enfatiza

mais ainda por seu comportamento operacional no ciclo de refrigeração por

compressão a vapor totalmente favorável à aplicação, superando os refrigerantes

sintéticos na atualidade.

3.2 Comportamento e fases do CO 2

Todas as substâncias que existem nos estados sólido, líquido e vapor possuem

um ponto onde a determinada temperatura e pressão esses três estados coexistem.

Este ponto é chamado de ponto triplo. No R744 este ponto está a pressão 5,2 bar e a

temperatura -56,6ºC, valores de temperatura e pressão mais elevados do que os

demais refrigerantes. Outro ponto importante é o ponto crítico equivalente a pressão

de 73,6 bar e temperatura de 31ºC onde as densidades de vapor e líquido têm valores

bem aproximados. Acima desse ponto não é possível distinguir líquido e vapor pois

possuem a mesma densidade e aparência, situação representada graficamente na

figura 3.2 (Silva, 2009).

Figura 3.2 - Densidade do CO 2 de acordo com a variação de temperatura

(Souza, Antunes, Filho, 2012)

No diagrama de fases do CO2 da figura 3.3 podemos visualizar o ponto crítico, o

ponto triplo e cada fase, possibilitando assim saber o estado físico da substância de

11

acordo com sua temperatura e pressão. As curvas apresentadas determinam os

pontos onde coexistem 2 fases, exceto para o ponto triplo. Nesse mesmo diagrama

podemos determinar a fase com os valores de temperatura e pressão do CO2 através

de sua localização. Também é possível explicar graficamente o fenômeno bastante

conhecido de sublimação do CO2 em estado sólido, chamado de “gelo seco” e

formado em pressão atmosférica de 1,0 bar e abaixo de temperatura de -78,4ºC, no

qual este último passa direto para estado de vapor.

Figura 3.3 - Diagrama de fases do CO 2 (Ladeira, Filho, 2005)

3.3 Segurança O R744 trabalha com temperaturas muito baixas, tão baixas que podem causar

queimaduras no contato com a pele. Se houver um acidente desse tipo, deve-se

aquecer a área da queimadura criogênica muito bem com água na temperatura

próxima a do nosso corpo. Para reduzir a possibilidade desse tipo de acidente é

recomendável que não haja contato com válvulas e tubulações do circuito que se

encontrem muito frias.

Para locais com pouca ventilação é necessário ficar atento quanto a

vazamentos de R744 do sistema pois ele não tem efeito tóxico, é inodoro e não

inflamável e então torna-se imperceptível apesar de influenciar negativamente no

processo respiratório. Esse efeito não é exclusivo do R744, qualquer gás inserido em

12

um espaço fechado será uma ameaça ao processo respiratório por deslocamento do

O2 na mesma proporção de inserção do gás.

A concentração de CO2 na atmosfera é de 0,04% (400 ppm), caso chegue entre

1% e 4% o volume respiratório será maior, passando de 4% a periculosidade é alta

mesmo por poucos minutos pois a respiração ficará muito debilitada além da

manifestação física como dores de cabeça e perda de consciência.

A instalação deve conter mecanismo de exaustão para que em caso de

vazamento possa eliminar o refrigerante para o ambiente externo de maneira que seu

acionamento seja por monitores e sensores de concentração de CO2 que devem ser

instalados no ponto mais baixo do ambiente.

Os procedimentos para prestar socorro no caso de sinistro com inalação de

grande quantidade e concentração são simples. O primeiro passo é encaminhar o

acidentado para local muito bem arejado rapidamente, aplicar respiração artificial se

houver parada respiratória e na dificuldade para respirar solicitar que um profissional

ministre oxigênio. Treinamento para manusear aparelhos de respiração autônoma

deve ser obrigatório para profissionais que trabalhem com equipamentos de dióxido de

carbono de acordo com a NBR 12543 que trata do assunto.

É imprescindível o uso de EPI pela equipe de O&M, tanto para executar serviço

quanto para inspeção técnica, além de a realização de avaliação preliminar de risco

(APR) que mapeará os possíveis eventos, acidentes ou incidentes bem como suas

freqüência, conseqüências, probabilidade, sequência e risco calculado.

13

4 - CICLOS DE REFRIGERAÇÃO

UTILIZANDO CO 2

As instalações que utilizam o R744 podem operar com 2 tipos de ciclos. Quando

o ciclo trabalha com a pressão de compressão ótima acima dos pontos triplo e crítico,

na fase supercrítica, é chamado de transcrítico e o ciclo que opera com suas pressões

entre os pontos crítico e triplo denomina-se subcrítico. Na figura 4.1 é possível

visualizar as fases e a zona supercrítica do R744.

Figura 4.1 - Diagrama Pxh do CO 2 (Souza, Antunes, Filho, 2012)

4.1 Ciclo transcrítico

Neste ciclo o refrigerante R744 é comprimido até uma pressão ótima acima do

ponto crítico denominada zona supercrítica, onde é impossível realizar a condensação

do fluido sendo possível apenas resfriá-lo. A pressão no lado de alta (HP) chega a

valores entre 10 Mpa e 15 Mpa e por esta razão são necessários equipamentos, como

compressores e trocadores de calor, fabricados e projetados especificamente para

suportar essas pressões bem elevadas. A pressão no lado de baixa (LP), também é

14

elevada, chega à 7 Mpa e não menos importante é a necessidade de equipamentos,

evaporadores por exemplo, que também suportem esse nível de pressão. (Silva, 2009)

Devido à impossibilidade de condensação do fluido não há condensador, então

ele é substituído por um trocador de calor resfriador gasoso na descarga também

conhecido como “gas cooler”. Durante a redução da temperatura com a dissipação de

calor outras propriedades do refrigerante variam rapidamente durante o processo

isobárico de troca de calor como sua capacidade térmica conforme observado na

figura 4.2 na temperatura da zona supercrítica. (Ladeira, Filho, 2005).

Figura 4.2 - Variação da capacidade térmica do CO 2 no processo isobárico

(Ladeira, Filho, 2005)

15

Figura 4.3 - Ciclo transcrítico do CO 2 (CoolPack)

4.2 Ciclo Subcrítico

Neste ciclo o R744 é comprimido até uma pressão ótima abaixo do ponto crítico,

diferentemente do ciclo transcrítico, e acima do ponto triplo. As características do

refrigerante são diferentes do ciclo que opera com alta pressão na zona supercrítica.

Mesmo com pressões de operação mais elevadas do que ciclos convencionais de

simples estágio, possui relação de pressão menor no compressor o que contribui para

a eficiência mecânica e energética do sistema.

Para resolver as condições impostas pelas elevadas pressões e temperaturas

existem arranjos para transformar o ciclo em um sistema de multiestágios e são eles:

sistema booster ou sistema cascata.

Sistema booster é composto por 2 ou mais compressores de simples estágio

conectados em série com sucessivas etapas de compressão do fluido. Vale destacar o

tanque intermediário (intercooler) que opera como condensador para os compressores

LP e evaporador para compressores HP, fazendo assim o resfriamento do vapor,

desuperaquecimento, entre os estágios de compressão para evitar elevadas

temperaturas de descarga do vapor e superaquecimento dos compressores no estágio

de alta. O ponto negativo desta alternativa é que existe só um sistema para fazer tudo

já que todos estão conectados em série e caso haja um vazamento por sinistro toda a

16

carga do sistema poderá ser perdida e portanto é aconselhável adotar para

instalações grandes onde a eficiência deve superar o potencial de perda de gás (Silva,

2009).

O sistema cascata ou binário opera com 2 refrigerantes confinados

separadamente com cada um operando em sua mais adequada faixa de temperatura

e pressão e interagindo termicamente através de um trocador de calor com dois

circuitos de refrigerante independentes que fará a função de condensador para o

estágio de alta e de evaporador para o estágio de baixa, de maneira que o primeiro

absorve o calor do segundo. Este trocador também é chamado de condensador

cascata. O ganho na eficiência é devido à possibilidade de utilizar ambos os

refrigerantes em sua melhor faixa de operação.

Para o estágio de baixa o R744 é o mais indicado pois possui densidade,

pressão de sucção e taxa de fluxo de massa elevadas e consequentemente exige

menor deslocamento volumétrico do compressor contribuindo para a compactação do

equipamento, eficiência mecânica e eficiência energética do sistema. Já para o estágio

de alta não é apropriado pois as pressões serão muito altas, como visto no ciclo

transcrítico, e o calor gerado na compressão também será elevado, conforme visto no

sistema booster. Para o estágio de alta os refrigerantes mais utilizados são R404a e

R134a (Silva, 2009).

Figura 4.4 - Ciclo subcrítico do CO 2 (CoolPack)

17

5 - CARGA TÉRMICA

Para possibilitar o seguimento do trabalho escolheremos o cenário e carga

térmica considerando a tabela 1 do artigo de Silva, Euzébio, 2013, “Uma visão geral

da experiência obtida da aplicação do CO2 na refrigeração de supermercados no

Brasil” representada a seguir com diversos supermercados do Brasil em que existem

ou existirão sistemas de refrigeração em que o dióxido de carbono será ou é aplicado

como refrigerante. A tabela disponibiliza diversas cargas térmicas para os estágios de

média temperatura e baixa temperatura além de outras informações.

O cenário escolhido foi o da linha número 11 em Castelo Branco SBC – SP

correspondente a um supermercado com carga térmica de baixa temperatura LT de

23 KW e média temperatura MT 127 KW pois é o mais próximo das alternativas de

faixas de localizações geográficas no PACK CALCULATION e assim adequar a

simulação de custo e consumo energético do software mais próxima possível da

realidade.

Tabela 5.1 – Relação carga térmica (Silva, Euzebio, 2013)

18

6 – CICLOS PARA ANÁLISE

Conforme apresentado anteriormente o ciclo subcrítico é o mais utilizado em

instalações para supermercados e também é o sugerido para a carga térmica proposta

para a análise, portanto foi escolhido com o intuito de resultados mais próximos da

realidade.

Na sequência da escolha anterior, considerando os arranjos descritos no

capítulo 4, será considerado o sistema com configuração cascata. A escolha justifica-

se pela possibilidade de utilização de dois tipos de refrigerantes em suas melhores

faixas de temperaturas o que maximiza o aproveitamento do R744 pois é mais

adequado para o estágio de baixa com densidade, pressão de sucção e taxa de fluxo

de massa elevadas do que no estágio de alta onde suas pressões são elevadíssimas.

Os refrigerantes mais indicados para completar o ciclo do CO2 em um estabelecimento

de supermercado no estágio de alta temperatura são o R404a e o R134a e serão

esses os utilizados para fins de simulação, cálculos e comparação de COP. O R404a

é uma mistura quase azeotrópica de gases refrigerantes HFC (sem cloro), ODP nulo,

não inflamável, é substituto dos refrigerantes R502 e R22 e é utilizado em

equipamentos novos com refrigeração a médias e baixas temperaturas. O R134a foi o

primeiro fluido refrigerante HFC (sem cloro) testado, possui ODP nulo, é inflamável, é

substituto do R12 e do R22 e é utilizado para sistemas de condicionamento de ar e

refrigeração a médias e altas temperaturas.

19

6.1 - Ciclo 1; R134a – R744

Figura 6.1 – Layout ciclo 1

Neste ciclo o R744 será o fluido que realiza a absorção de calor do ambiente

interno nos evaporadores de média e baixa temperaturas e o R134a será o fluido

responsável pela rejeição de calor para o ambiente externo através dos

condensadores. Calor este que é transferido de um refrigerante para o outro através

do trocador de calor cascata que une os circuitos e terá função de condensador para o

R744 e de evaporador para o R134a.

6.1.1 R744 no ciclo 1 ( Tc = -10 ºC ; Te = -35ºC )

Para explicar todo o circuito do CO2 tomarei como ponto inicial a saída do fluido

do trocador de calor cascata. O CO2 sai do trocador cascata subresfriado de 10K

20

(ponto 1) depois de rejeitar calor para o circuito primário encarregado de trocar a

energia térmica com o ambiente externo, e sua vazão se divide, não igualmente, parte

para atender a demanda térmica do evaporador de média temperatura (ponto 2) e

parte para atender a demanda térmica do evaporador de baixa temperatura (ponto 3).

Para o evaporador de média existe uma bomba para o CO2 que irá circular a vazão

mássica de fluido necessária para atender a demanda térmica da média temperatura,

absorvendo o calor desse primeiro ambiente. Para atender a demanda térmica da

baixa temperatura, a outra parcela da vazão do CO2 segue para válvula de expansão

termostática responsável por reduzir apropriadamente pressão e temperatura do fluido

através do processo de expansão. Com sua pressão reduzida (ponto 4) e em estado

bifásico (líquido + vapor) o refrigerante segue para o separador de líquido (tanque de

baixa ou tanque de flash) onde o mesmo se encarrega de garantir que apenas CO2 no

estado líquido saturado armazenado no equipamento na temperatura de evaporação

vá para os evaporadores de baixa temperatura através de uma bomba de circulação

de CO2 (ponto 5), pela chamada linha de sucção úmida, onde absorverá o calor do

ambiente pela evaporação do fluido e sairá do equipamento como vapor saturado

retornando ao tanque de baixa (ponto 6). O papel do separador de líquido para os

evaporadores é preencher a tubulação apenas com líquido o que consequentemente

aumenta a eficiência térmica deste trocador reduzindo o efeito “flash gás” e assim

proporcionar o chamado evaporador inundado. Pela absorção por evaporação possuir

uma capacidade muito grande de absorção de calor, a quantidade de refrigerante para

manter o efeito de resfriamento é reduzida drasticamente (Silva, 2009). Outra

vantagem do separador de líquido é garantir a não entrada de refrigerante líquido nos

compressores, o que comprometeria a mecânica do equipamento, substituindo assim

o processo de superaquecimento que também impede a entrada de líquido no

compressor. O vapor saturado é succionado do separador de líquido para o

compressor pela linha de sucção fisicamente instalada acima do nível de líquido por

segurança (ponto 7). No processo de compressão o CO2 tem pressão e temperaturas

elevadas até seus respectivos valores de condensação (ponto 8) para após a

descarga do compressor seguir o circuito se unindo com a parcela de fluido que deixa

o evaporador de média temperatura na mesma pressão de condensação (ponto 9).

Por fim o fluido segue para realizar a transferência de calor no trocador cascata para o

fluido do circuito responsável por trocar o calor com ambiente externo (ponto 10) e

depois o R744 reiniciará todo o processo (ponto 1).

O diagrama P x h que ilustra os estados do R744 em todo o processo e a tabela

com os valores de pressão, temperatura e entalpia em cada ponto do ciclo são

21

apresentados a seguir. Ambos foram gerados a partir dos resultados da simulação no

software COOLPACK.

Figura 6.2 – Diagrama pressão x entalpia do CO 2 no ciclo 1 (CoolPack)

Tabela 6.1 - Estados do R744 no ciclo 1

6.1.1.1 Cálculos e resultados

Sabendo que a carga térmica nos evaporadores de baixa temperatura é de

�� = 23� 23 KW e nos evaporadores de baixa temperatura é de �� =

127�127 KW calcularemos os valores de potência do compressor e quantidade de

calor de condensação do fluido no condensador cascata. Assim é necessário

sabermos as vazões mássicas do fluido nos pontos e suas respectivas entalpias.

�� =�� ℎ� − ℎ��

Ponto T [ °C ] P [ bar ] h [ KJ/Kg ]

1 -20,00 26,50 154,95

2 -20,00 26,50 154,95

3 -20,00 26,50 154,95

4 -35,00 26,50 154,95

5 -35,00 12,05 123,43

6 -35,00 12,05 436,11

7 -35,00 12,05 436,11

8 17,09 26,50 469,31

9 -10,00 26,50 435,16

10 -5,00 26,50 440,44

R744

22

�� = 0,45Kg/s

Com o separador de líquido como volume de controle e pela primeira lei da

termodinâmica:

�� ℎ� +�� ℎ =�� !ℎ! +�� "ℎ"

�� =�� "; �� ! =��

�� ℎ" − ℎ�� = �� !�ℎ − ℎ!� = ��

�� ! = 0,07Kg/s

�� = �� $ = 0,08Kg/s

Pelo princípio da conservação de massa:

�� & =�� +�� $

�� & = 0,53Kg/s

Com todas as vazões mássicas conhecidas então podemos calcular a potência

do compressor:

�� '"�� =�� "�ℎ" − ℎ � = �� $�ℎ" − ℎ �

�� '"�� = 2,72�

Assim podemos calcular pela primeira lei da termodinâmica o calor rejeitado

para o circuito primário:

��('"�� = �� '"�� +��'"�� + ��'"��

��('"�� = 152,72KW

Para sabermos a temperatura do ponto 10 calcularemos sua entalpia e

graficamente conseguimos chegar a seu valor aproximado.

��('"�� = �� &�ℎ&* − ℎ&�

ℎ&* = 440,41KJ/Kg

A temperatura no ponto 10 é de aproximadamente - 5 ºC.

23

6.1.2 R134a no ciclo 1 ( Tc = 40ºC ; Te = -5ºC )

Novamente iniciando pelo término da condensação, o refrigerante R134a deixa

o condensador subresfriado de 10K pois rejeitou o calor para o ambiente externo

(ponto 1), na sequência o fluido segue para a válvula de expansão termostática onde

ocorre a redução da pressão e temperatura através da expansão (ponto 2). Temos

também um separador de líquido no circuito nessa etapa com o mesmo objetivo citado

anteriormente no item 6.1.1 de garantir a não entrada de refrigerante líquido nos

compressores e a inundação da tubulação do evaporador, que nesse caso é o

trocador cascata. Para sair do separador de líquido uma bomba de circulação

encaminhará o fluido em estado líquido saturado (ponto 3) para o trocador cascata que

absorverá energia térmica através da evaporação do fluido refrigerante para depois

retornar ao separador de líquido como vapor saturado (ponto 4). A sucção do

compressor é feita direto do separador de líquido e a tubulação responsável está

fisicamente instalada de maneira que só se succione vapor saturado, isto é, acima do

nível do líquido saturado (ponto 5). Então o fluido é succionado pelo compressor

apenas como vapor saturado e comprimido para elevação da temperatura e da

pressão até os valores de condensação do ciclo (ponto 6) para que finalmente chegue

ao condensador (ponto 7), dissipe o calor para o ambiente externo e reinicie todo

processo (ponto 1).

O diagrama P x h que ilustra os estados do R134a em todo o processo e a

tabela com os valores de pressão, temperatura e entalpia em cada ponto do ciclo são

apresentados abaixo. Ambos foram gerados a partir dos resultados da simulação no

software COOLPACK

Figura 6.3 – Diagrama pressão x entalpia do R134a n o ciclo 1 (CoolPack)

24

Tabela 6.2 - Estados do R134a no ciclo 1


Já que o trocador de calor cascata é para o fluido primário, no caso R134a, um

evaporador e para o fluido secundário, no caso R744, condensador, o calor dissipado

do circuito secundário será igual ao calor absorvido pelo circuito primário em

condições ideais de troca. Sendo assim podemos calcular a potência do compressor e

calor dissipado para o ambiente externo quando obtivermos os valores das vazões

mássicas.

��('"�� = ��'&$�, =�� $�ℎ� − ℎ$�

�� $ = 0,76Kg/s


termodinâmica:

�� ℎ� +�� ℎ� =�� $ℎ$ +�� !ℎ!

�� $ =�� ; �� ! =��

�� ℎ! − ℎ�� = �� $�ℎ� − ℎ$� = ��'&$�,

�� = 1,11Kg/s

Sabendo todas as vazões mássicas agora podemos calcular a potência do

compressor:

�� '&$�, =�� !�ℎ − ℎ!�

�� '&$�, = 38,66�


1 40,00 13,18 256,16

2 -5,00 2,43 256,16

3 -5,00 2,43 193,42

4 -5,00 2,43 394,28

5 -5,00 2,43 394,28

6 55,37 13,18 429,23

R134a

25

Pela primeira lei da termodinâmica podemos então encontrar o calor dissipado

para o ambiente externo:

��('&$�, = �� '&$�, +��'&$�,

��('&$�, = 191,38KW

26

6.2 Ciclo 2; R404a – R744

Figura 6.4 - Layout ciclo 2

O segundo ciclo escolhido para comparação utiliza o R404a como fluido

primário para rejeição de calor nos condensadores e, assim como no ciclo anterior, o

R744 realizará a absorção de calor nos evaporadores de média e baixa temperaturas.

Basicamente a alteração é o fluido primário que não será mais o R134a e passará a

ser o R404a. Mesmo não alterando o layout do ciclo a simulação e os cálculos

proporcionarão resultados diferentes para análise comparativa para seleção da melhor

alternativa de um ciclo de refrigeração cascata utilizando CO2 através do seu COP.

27

6.2.1 R404a no ciclo 2 ( Tc = 45 ºC ; Te = -15ºC )

Dito isto, o diagrama P x h que ilustra os estados do R404a em todo o processo

e a tabela com os valores de pressão, temperatura e entalpia em cada ponto do ciclo

são apresentados abaixo. Ambos foram gerados a partir dos resultados da simulação

no software COOLPACK.

Figura 6.3 – Diagrama pressão x entalpia do R404a n o ciclo 2 (CoolPack)

Tabela 6.3 - Estados do R404a no ciclo 2


Já que o trocador de calor cascata é para o fluido primário, no caso R404a, um

evaporador e para o fluido secundário, no caso R744, condensador, o calor dissipado

do circuito secundário será igual ao calor absorvido pelo circuito primário em

condições ideais de troca. Sendo assim podemos calcular a potência do compressor e

calor dissipado para o ambiente externo quando obtivermos os valores das vazões

mássicas.

��('"�� = ��*�, =�� $�ℎ� − ℎ$�


1 34,77 20,45 254,29

2 -14,91 3,64 254,29

3 -14,91 3,64 178,71

4 -14,91 3,64 359,65

5 -14,91 3,64 159,65

6 51,60 20,45 394,15

R404a

28

�� $ = 0,84Kg/s


termodinâmica:

�� ℎ� +�� ℎ� =�� $ℎ$ +�� !ℎ!

�� $ =�� ; �� ! =��

�� ℎ! − ℎ�� = �� $�ℎ� − ℎ$� = ��'�*�,

�� = 1,45Kg/s

Sabendo todas as vazões mássicas agora podemos calcular a potência do

compressor:

�� '�*�, =�� !�ℎ − ℎ!�

�� '�*�, = 50,03�

Pela primeira lei da termodinâmica podemos então encontrar o calor dissipado

para o ambiente externo:

��('�*�, = �� '�*�, +��'�*�,

��(�*�, = 202,75KW

6.3 Cálculo do coeficiente de performance (COP)

A Soma de todas as cargas térmicas dos evaporadores MT e LT dividida pela

soma dos trabalhos dos compressores é o coeficiente de performance do ciclo. Isto

quer dizer de maneira mais informal que o cálculo do COP é a soma d o objetivo do

ciclo, que é a absorção da carga térmica do ambiente interno, dividida pela soma do

que é necessário para que alcançar o objetivo, que é o trabalho dos compressores.

Quanto maior for o COP, mais eficiente será o ciclo.

6.3.1 Cálculo COP R134a - R744

/01 =��23,4�� 23,4

=��'"�� +��'"�� '"�� + �� '&$�,

/01 = 3,63

29

6.3.2 Cálculo COP R404a – R744

/01 =��23,4�� 23,4

=��'"�� +��'"�� '"�� + �� '�*�,

/01 = 2,84

6.4 Escolha do ciclo

Com os cálculos para cada ciclo e comparando os resultados percebe-se que a

maior eficiência é do ciclo R134a – R744 pois possui maior COP e assim será a

escolha para seguir a diante com seleção de equipamento e cálculo de consumo

energético.

30

7 - SELEÇÃO DE EQUIPAMENTOS

7.1 Compressores

Com o auxílio do software da BITZER poderemos selecionar o modelo do

compressor adequado para a instalação fornecendo os seguintes dados: carga térmica

(KW), temperatura de evaporação (ºC), temperatura de condensação (ºC),

subresfriamento (K), superaquecimento (que deve ser no mínimo 5K), tensão e

frequência elétrica.

Superaquecimento será considerado 5K por restrições de valores mínimos para

que o software possa selecionar o compressor, mas a influência sobre os valores que

foram calculados e considerados no item 6 para fins de análise e comparação seria

mínima.

7.1.1 R134a

Para o R134a selecionando um compressor semi hermético para uma carga

térmica de 153 KW, temperatura de evaporação –5ºC, temperatura de condensação

40ºC, subresfriamento de 10K, superaquecimento de 5K, para uma freqüência de

60 Hz o compressor com a maior capacidade frigorífica do catálogo no software é o

8FE-70Y-40P com 109,9 KW (figura 7.1), valor que não atende a demanda do nosso

cenário. Sendo assim mudamos para a idéia de dois compressores em paralelo no

sistema R134a e serão eles dois compressores do modelo 6FE-40Y-40P que junstos

possuem capacidade frigorífica total de 164,3 KW.

Figura 7.1 – Compressor para R134a com maior capaci dade frigorífica no

software Bitzer.

31

Figura 7.2 – Compressor para R134a selecionado pelo software BITZER.

O resultado está na figura 7.2 com as informações do compressor. Destacando-

se a potência absorvida e o gráfico com as limitações de uso de acordo com as

temperaturas de condensação e evaporação.

7.1.2 R744

Utilizando o software da BITZER para o R744 selecionando um compressor

semi hermético para uma carga térmica de 23 KW, temperatura de

evaporação -35ºC, temperatura de condensação -10ºC, subresfriamento de 10K,

superaquecimento de 5K, para uma freqüência de 60 Hz o modelo do compressor

selecionado é 2CSL–6K-40S. A figura 7.3 mostra seus dados e um gráfico com suas

limitações.

32

Figura 7.3 – Compressor para R744 selecionado pelo software BITZER.

7.1.3 R404a

Visando o cálculo comparativo do consumo energético dos dois ciclos no

capítulo 8, será selecionado o compressor para o R404a também.

Para o R404a no software da BITZER selecionando um compressor semi

hermético para uma carga térmica de 153 KW, temperatura de evaporação 45ºC,

temperatura de condensação –15ºC, subresfriamento de 10K, superaquecimento de

5K, para uma freqüência de 60 Hz o modelo do compressor com maior carga térmica é

8FE-70Y-40P e tem capacidade frigorífica de 107,1 KW que é menor do que a carga

térmica, portanto será necessário utilizar dois compressores para o circuito de R404a.

O modelo dos compressores selecionados será 6FE-44Y-40P que juntos somam

potência frigorífica total de 161 KW. A seguir a figura 7.5 mostra seus dados e um

gráfico com suas limitações.

33

Figura 7.4 – Compressor para 404a com maior capacid ade frigorífica no

software BITZER.

Figura 7.5 – Compressor para R404a BITZER.

7.2 Evaporadores

No ciclo definido os evaporadores estão no circuito do R744 e visando a

seleção desse equipamento o catálogo comercial da empresa MIPAL será utilizado

como auxílio.

Os evaporadores serão utilizados em câmaras de congelados ou ilhas de

congelados na seção de LT e câmaras de resfriados na seção de MT. A carga térmica

34

para cada seção de acordo com o capítulo 5 é para LT igual a 23 KW e para MT igual

a 127 KW.

Para seguir com a seleção foram feitas as considerações abaixo:

• Temperatura interna da câmara de congelados de -30ºC;

• Temperatura interna da câmara de resfriados de -5ºC;

• 10 câmaras de congelados;

• 15 câmaras de resfriados.

Abaixo a tabela 7.1 é a base para consulta do modelo mais adequado ao

projeto. Nela observamos na esquerda DT1 que corresponde à diferença do ar que

entra no evaporador e a temperatura de evaporação do refrigerante. Já que não existe

insuflamento de ar para o interior da câmara e então temos que a temperatura do ar

de entrada no evaporador é a mesma temperatura interna da câmara. Logo teremos

DT1 = 5K para resfriados da diferença entre -5ºC e -10ºC e para congelados

DT1 = 5K para congelados da diferença entre -30ºC e -35ºC, valores próximos do

catalogado.

Tabela 7.1 – Tabela de capacidades do catálogo come rcial MIPAL

7.2.1 Evaporadores em LT para congelados

Para as 10 câmaras de congelados a carga térmica total é de 23 KW e

individualmente é de 2,300 KW. A temperatura de evaporação do refrigerante em cada

35

evaporador é de –35ºC. Logo, de acordo com a tabela 7.1 serão necessários dez

evaporadores da série Mi modelo 031 com capacidade frigorífica de 2,692KW.

7.2.2 Evaporadores em MT para resfriados

Com 15 câmaras de resfriados com carga térmica total de 127 KW, individual

de 8,467 KW e temperatura de evaporação do refrigerante em cada evaporador de

–10ºC serão necessários quinze evaporadores da série Mi modelo 094 com

capacidade frigorífica de 9,421 KW de acordo com a tabela 7.1.

7.3 Condensador

No ciclo 1 R134a - R744 temos um condensador no circuito R134a e assim

como na seleção dos evaporadores o catálogo comercial da MIPAL para

condensadores nos auxiliará para definirmos a melhor opção. Porém para

condensadores realiza-se a correção de capacidades térmica para condições reais de

operação para depois podermos entrar com os dados na tabela para seleção

apropriada. O método do cálculo de correção segue abaixo:

��56 = 7��58 +��9: ∗ <(8 ∗<& ∗<� ∗<$ ∗ <�

Onde:

��56 = =>?@ABCBDEF>�BGDBABHBED>I@G@=@GIBGJ>I@A;

��(8 = =>K>=EI>IBCAEL@AíCE=>I@=@�KABJJ@A;

��9 = =>?@AKA@IMNEI@G@�@D@AI@=@�KABJJ@A;

<(8 = <>D@AIB=@AABçã@K>A>=@�KABJJ@ABJ;

<& = <>D@AAB?>DEF@>@OP;

<� = <>D@AAB?>DEF@>@ABCAELBA>GDB;

<$ = <>D@AAB?>DEF@àDB�KBA>DMA>IBBGDA>I>I@>A;

<� = <>D@AAB?>DEF@à>?DMA>I>EGJD>?>çã@.

Para nosso caso, ��(8 =��'&$�, = 152,72� e ��9 =�� '&$�, = 38,66�.

36

A tabela 7.2 permite acharmos o valor de FRS entrando com os dados do

refrigerante de temperatura de evaporação, 40ºC, e temperatura de condensação,

-5ºC. Sendo assim FRS = 1,3.

Tabela 7.2 – Catálogo comercial MIPAL

Da tabela 7.3 encontramos <& através do valor de DT que corresponde à

diferença entre as temperaturas de condensação do refrigerante e temperatura

entrada do ar externo no condensador. Sabendo que para São Paulo as temperaturas

ultrapassam os valores de 30 ºC para bulbo seco e 22,1 ºC para de bulbo úmido em

apenas 2% do total de horas no ano segundo a norma ABNT NBR 16401-1, iremos

utilizar o valor do pior cenário com o máximo de temperatura de bulbo seco para

cálculo de DT. Assim teremos:

DT = 40 ºC – 30 ºC

DT = 10 ºC

Entrando com o valor de DT na tabela 7.3 temos <& = 1.

37


O fator <� é relativo ao refrigerante. Então para o R134a <� = 1,01 segundo a

tabela 7.4.


A tabela 7.5 auxilia para encontrarmos <$ de acordo com a temperatura de

entrada do ar no condensador que como considerado anteriormente será de 30 ºC.

Logo teremos <$ = 0,98.


Considerando que o condensador será instalado no mesmo nível da planta, ou

seja, altitude de 0 m, teremos <� = 1 de acordo com a tabela 7.6.


Sabendo todos os fatores e variáveis para correção então:

��56 = 7��58 + ��9: ∗ <(8 ∗ <& ∗ <� ∗ <$ ∗ <�

��56 = �152,72 � + 38,66 �� ∗ 1,3 ∗ 1 ∗ 1,01 ∗ 0,98 ∗ 1

��56 = 246,26 �

Para entrada de nível de ruído a 10m a correção é feita de acordo com o valor

do nível sonoro máximo admissível e adotaremos 56 Dba a 15m para nosso cenário.

Assim, seguindo a tabela 7.7 do fator de correção teremos:

38

Nível de ruído a 10m = Nivel de ruído a 15m – 4

Nível de ruído a 10m = 52 Dba

Tabela 7.7 – Catálogo comercial da MIPAL

Após a correção temos todos os dados de entrada para podermos selecionar o

equipamento mais adequado a instalação com o auxílio da tabela 7.8.

Tabela 7.8 – Catálogo comercial da MIPAL

O condensador selecionado é o CdrF 228 com capacidade total de 256,45 KW

e 4 ventiladores.

39

7.4 – Válvulas de expansão

Buscando selecionar as válvulas de expansão para ambos os ciclos foi

inicialmente consultado o Procedimento de Seleção de Válvulas Eletrônicas de

Expansão ExV da fabricante Carel. Porém, não estão disponíveis as tabelas de

seleção de acordo com a temperatura de evaporação para o R134a em -5ºC e R744

em -35 ºC, portanto será utilizado para seleção de ambas o aplicativo de seleção de

válvulas Exv Selection disponibilizado pela Carel para celular em que os dados de

entrada são: refrigerante, temperatura de evaporação, temperatura de condensação e

capacidade frigorífica. Assim o programa, utilizando o mesmo princípio das tabelas do

documento citado anteriormente, sugere a válvula mais adequada para o processo de

expansão adiabática.

7.4.1 VExp para R134a

Utilizando como dados de entrada no aplicativo os valores do refrigerante

R134a no ciclo 1 a válvula de expansão selecionada será de modelo E4V95 para

desempenhar uma queda de pressão de aproximadamente 11 bar.

Figura 7.6 - Válvula selecionada pelo ExV selection da Carel para R134a

40

7.4.2 VExp para R744

Além dos dados de entrada comuns à seleção anterior, para o caso específico

do R744 é adicionada a entrada para grau de subresfriamento. Utilizando como dados

de entrada no aplicativo os valores do refrigerante R744 no ciclo 1 a válvula de

expansão selecionada será de modelo E2V24 para desempenhar uma queda de

pressão de aproximadamente 15 bar.

Figura 7.7 - Válvula selecionada pelo ExV selection da Carel para R744

41

7.5 – Trocador de calor

Para trocador de calor cascata, que atua como condensador para o R744 e

evaporador para o R134a, a melhor opção é utilizarmos o trocador tipo placa devido às

altas pressões de operação do ciclo subcrítico do CO2 além de também possuírem

maior eficiência térmica do que um trocador casca e tubo, por exemplo.

Para selecionarmos o modelo, consultamos o catálogo comercial voltado para

trocadores para CO2 da fabricante SWEP. Nele temos modelos dedicados tanto para

performances subcríticas quanto para transcríticas divididos por classes de acordo

com as pressões de operações suportadas, sendo para instalações subcríticas os

modelos da classe E que tem limite de pressão e temperatura até 56 bar e 100ºC

respectivamente, enquadrando-se no nosso cenário operacional em que temos valores

abaixo destes.

Sendo assim, com o auxílio do catálogo do fabricante, o escolhido para nosso

ciclo será o trocador de calor tipo placas modelo B400 tipicamente aplicado a sistemas

de refrigeração de supermercados operados em cascata utilizando R744 que cobre

capacidades de 500 KW, vazões mássicas de 80 m³/h e comporta até 280 placas.

Figura 7.8 – Trocador de calor cascata SWEP B400

42

8 - CONSUMO ENERGÉTICO

O cálculo do consumo energético das instalações será realizado pelo software

PACK CALCULATION que nos possibilitará também chegar a valores de custo

energético por estimativa de preço da concessionária fornecedora regional e ainda a

economia de consumo comparando os dois ciclos.

Para isso são necessários dados de entrada como arranjo do ciclo, refrigerante,

temperatura de evaporação do fluido secundário em LT e MT, temperatura de

condensação do fluido primário, localização geográfica, cargas térmicas de LT e MT e

diferencial de temperatura no trocador cascata. Porém o mais importante é o modelo e

quantidade de compressores a serem utilizados conforme seleção no capítulo 7, já

que esses são os responsáveis pelo maior consumo energético no ciclo de

refrigeração.

Figura 8.1 – Configuração ciclo subcrítico cascata CO2 no

PACK CALCULATION

43

Tabela 8.1 – Relação de equipamentos na configuraçã o

ciclo subcrítico CO2 no PACK CALCULATION

As considerações para ambos os ciclos foram feitas com o objetivo de viabilizar

o estudo comparativo energético como carga térmica de LT e MT constantes,

efetividade para os trocadores de calor interno igual a 0%, diferença de temperatura

do trocador cascata igual a 5K, temperatura do ambiente refrigerado igual a -5ºC para

resfriados e -30ºC para congelados e custos de energia de acordo com a

concessionária responsável por fornecimento em São Paulo. Para as bombas, taxa de

circulação do fluido máxima igual 2, by-pass 15%, eficiência da bomba igual a 1,

pressão da bomba para fluido primário igual a 0,1 bar, pressão para fluido secundário

MT e pressão para fluido secundário LT iguais a 1 bar. Além disso o sistema do

supermercado irá operar de segunda a segunda, durante 16h ao dia, de 7h às 23h.

Com tudo isso apresentado e aplicado ao PACK CALCULATION visando

estudar o consumo energético do sistema tivemos como resultado comparativo entre

os 2 ciclos ao longo de 1 ano:

Nº Equipamento1 Compressores

2 Trocador de calor interno

3 Válvula de expansão

4 Compressores

5 Trocador de calor interno

6 Válvula de expansão

7 Evaporador LT

8 Bomba de succção separador de líquido

9 Separador de líquido (tanque flash)

10 Evaporador MT

11 Bomba circulação CO2 para MT

12 Trocador de calor tipo placas

13 Bomba de succção separador de líquido

14 Separador de líquido (tanque flash)

15 Condensador

44

Tabela 8.2 - Consumo energético PACK CALCULATION

Figura 8.2 – Gráfico do consumo energético PACK CALCULATION

Para obtermos o custo energético do sistema no cenário atual foi necessário

pesquisar a tarifa do fornecimento de energia pela concessionária em SP para a

bandeira tarifária vigente, que desde abril de 2016 é a bandeira verde. Temos também

a elevação da tarifa no horário de ponta (17:30 às 20:30 no horário normal e 18:30 às

21:30 no horário de verão). Considerando o supermercado um cliente de alta e média

tensão de fornecimento e subgrupo A3a, segundo tabela 8.3 temos a tarifa de energia

(TE), com valor na ponta de 0,32356 R$/KWh e fora de ponta de 0,21497 R$/KWh, e

temos a tarifa de utilização do sistema de distribuição (TUSD), valor na ponta de

0,36894 R$/KWh e fora de ponta de 0,05815 R$/KWh. Como o sistema ficará ligado

de 7h às 23h, para fins de cálculos estimativos será calculada e atribuída uma tarifa

diária média de custo de energia que será de 0,32928 R$/KWh. Assim estimaremos o

custo do consumo energético do nosso ciclo de refrigeração.

45

Tabela 8.3 - Tarifa de fornecimento de energia elét rica

(AES Eletropaulo, 2016)

Tabela 8.4 - Sistema de bandeira tarifárias de ener gia no Brasil (CPFL, 2016)

Bandeira Operação Acréscimo

Verde Hidrelétricas operam normalmente 0,000 R$/KWh

Amarela Usinas térmicas ativadas 0,015 R$/KWh

Vermelha patamar 1 Usinas térmicas ativadas e alta demanda 0,030 R$/KWh

Vermelha patamar 2 Usinas térmicas ativadas e altíssima demanda 0,045 R$/KWh

46

Tabela 8.5 - Economia anual

Ciclo 2 Ciclo 1

(R404a - R744) (R134a-R744)

Consumo de energia total no ano (KWh) 370012 297002

Tarifa de energia (R$/KWh) 0,32928 0,32928

Custo de energia total no ano (R$) 121837,55 97796,82

Economia anual de consumo de energia (KWh) 73010,00

Economia anual de custo de energia (R$) 24040,73

Economia anual (%) 19,73%

Após simulação e cálculos de custo energético do sistema concluímos que o

ciclo 1 em relação ao ciclo 2 proporciona uma economia energética anual de

aproximadamente 20%, o que equivale a economia anual de R$ 24040,73 atualmente,

reafirmando que é o ciclo mais viável para a instalação assim como demonstrado no

comparativo de COP conforme cálculo no capítulo 6.

47

9 – CONCLUSÃO

Inicialmente apresentamos e explicamos as questões ambientais legais

abrangidas pelo Protocolo de Kyoto e Protocolo de Montreal que motivaram o retorno

da utilização de refrigerantes naturais substituindo refrigerantes com alto potencial de

degradação da camada de ozônio (ODP) e potencial de aquecimento global (GWP).

Também relatamos o histórico de aplicação do CO2 para refrigeração junto com suas

características, propriedades e comportamento que justificam o retorno na aplicação

como fluido refrigerante no contexto tecnológico e ambiental atual. Em seguida

esclarecemos os dois possíveis ciclos de refrigeração utilizando R744, subcrítico e

transcrítico, ilustrando graficamente no diagrama P x h e apresentando as principais

características operacionais de cada um visando a escolha do ciclo mais adequado.

Para seleção de cenário e carga térmica estabelecida foi utilizado como

referência dados do estudo de Silva, Euzébio, 2013, “Uma visão geral da experiência

obtida da aplicação do CO2 na refrigeração de supermercados no Brasil” de acordo

com a viabilidade para simulação. Com isso, sugerimos 2 ciclos subcríticos cascata de

iguais arranjos, sendo o ciclo 1 R134a – R744 e o ciclo 2 R404a – R744, para cálculos

manuais e análise comparativa de coeficiente de performance (COP) auxiliados pelos

dados gerados através da simulação do ciclo no software Coolpack. O ciclo escolhido

foi o ciclo 1 R134a – R744 por possuir o maior COP.

Foram selecionados modelos dos principais equipamentos que compõem o ciclo

subcrítico cascata através dos dados obtidos e calculados para análise comparativa

junto com o uso de softwares ou catálogos de fabricantes. Sendo eles: evaporadores,

trocador de calor, compressores, válvulas de expansão e condensador.

Por fim, realizado o estudo comparativo do consumo e custo energético entre os

2 ciclos para apresentarmos qual é a economia energética e financeira, de acordo com

a tarifa de consumo de energia atual, que obteríamos selecionando adequadamente o

ciclo1 R134a – R744 ao invés do ciclo 2 R404a – R744 para instalação no cenário

sugerido. A economia seria de aproximadamente 20%.

48

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Projeto de um ciclo de refrigeração cascata utilizando CO...

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