Projeto de um ciclo de refrigeração cascata utilizando CO2 como refrigerante para atender um supermercado.

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1 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

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3 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, X, 50 p.: il: 29,7 cm Orientador: Nísio de Carvalho Lobo Brum Projeto de Graduação UFRJ/ Escola Politécnica/ Departamento de Engenharia Mecânica, Referências Bibliográficas p Ciclo de refrigeração CO2. 2. Refrigerante CO2. 3. Refrigerante R 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.

4 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. i

5 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. ii

6 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. iii

7 SUMÁRIO 1 INTRODUÇÃO ASPECTOS AMBIENTAIS Protocolo de Kyoto Aquecimento global e efeito estufa Protocolo de Montreal Camada de Ozônio HISTÓRICO DE APLICAÇÃO Propriedades e características Comportamento e fases do CO Segurança CICLOS DE REFRIGERAÇÃO UTILIZANDO CO Ciclo transcrítico Ciclo subcrítico CARGA TÉRMICA CICLOS PARA ANÁLISE Ciclo 1; R134a R R744 no ciclo 1 ( Tc = -10ºC ; Te = -35ºC ) Cálculos e resultados R134a no ciclo 1 ( Tc = 40ºC ; Te = -5ºC ) Cálculos e resultados Ciclo 2; R404a R R404a no ciclo 2 ( Tc = 45ºC ; Te = -15ºC ) Cálculos e resultados iv

8 6.3 Cálculo do coeficiente de performance (COP) Cálculo do COP R134a-R Cálculo do COP R404a-R Seleção do ciclo SELEÇÃO DE EQUIPAMENTOS Compressores R134a R R404a Evaporadores Evaporadores em LT para congelados Evaporadores em MT para resfriados Condensador Válvulas de expansão VExp para R134a VExp para R Trocador de calor CONSUMO ENERGÉTICO CONCLUSÃO REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS v

9 ÍNDICE DE FIGURAS Figura Consumo de CFCs no Brasil de 1992 até 2014 (ecycle, 2015)... 4 Figura Consumo de HCFCs no Brasil de 1992 até 2014 (ecycle, 2015)... 4 Figura Ciclo de Chapman... 6 Figura Reações no ciclo de Chapman... 6 Figura Ciclo do cloro (MMA, 2014)... 7 Figura Tensão superficial do CO2 comparativo com outros fluidos (Ladeira, Filho, 2005)... 9 Figura Densidade do CO2 de acordo com a variação de temperatura (Souza, Antunes, Filho, 2012) Figura Diagrama de fases do CO2 (Ladeira, Filho, 2005) Figura Diagrama Pxh do CO2 (Souza, Antunes, Filho, 2012) Figura Variação da capacidade térmica do CO2 no processo isobárico (Ladeira, Filho, 2005) Figura Ciclo transcrítico CO2 (CoolPack) Figura Ciclo subcrítico do CO2 (CoolPack) Figura Layout ciclo Figura Diagrama Pxh do CO2 no ciclo 1 (CollPack) Figura Diagrama Pxh do R134a no ciclo 1 (CoolPack) Figura Layout ciclo Figura Diagrama Pxh do R404a no ciclo 2 (CoolPack) Figura Compressor para R134a com maior capacidade frigorífica no software BITZER Figura 7.2 Compressor para R134a selecionado pelo software BITZER Figura 7.3 Compressor para R744 selecionado pelo software BITZER vi

10 Figura Compressor para R404a com maior capacidade frigorífica no software BITZER Figura 7.5 Compressor para R404a selecionado pelo software BITZER Figura 7.6 Válvula selecionada pelo ExV da Carel para R134a Figura 7.7 Válvula selecionada pelo ExV da Carel para R Figura 7.8 Trocador de calor cascata SWEP B Figura 8.1 Configuração ciclo subcrítico cascata CO2 no PACK CALCULATION Figura 8.2 Gráfico do consumo energético PACK CALCULATION Figura 8.3 Sistema de bandeira tarifárias de energia no Brasil (CPFL, 2016) vii

11 ÍNDICE DE TABELAS Tabela Cronograma de eliminação do CFC no Brasil (MMA, 2014)... 5 Tabela Cronograma de eliminação do HCFCs no Brasil (MMA, 2014)... 5 Tabela 5.1 Relação carga térmica (Silva, Euzébio, 2013) Tabela 6.1 Estados do R744 no ciclo Tabela 6.2 Estados do R134a no ciclo Tabela 6.3 Estados do R404a no ciclo Tabela 7.1 Tabela de capacidades catálogo comercial MIPAL Tabela 7.2 Catálogo comercial MIPAL Tabela 7.3 Catálogo comercial MIPAL Tabela 7.4 Catálogo comercial MIPAL Tabela 7.5 Catálogo comercial MIPAL Tabela 7.6 Catálogo comercial MIPAL Tabela 7.7 Catálogo comercial MIPAL Tabela 7.8 Catálogo comercial MIPAL Tabela 8.1 Relação de equipamentos no ciclo subcrítico CO2 no PACK CALCULATION Tabela 8.2 Consumo energético PACK CALCULATION Tabela 8.3 Tarifa de fornecimento de energia elétrica (AES ELETROPAULO, 2016) Tabela 8.4 Sistema de bandeira tarifárias de energia no Brasil (CPFL, 2016) Tabela 8.5 Economia Anual viii

12 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. 1

13 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 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). 2

14 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 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. 3

15 Figura Consumo de CFC s no Brasil de 1992 até 2014 (ecycle, 2015) Figura Consumo de HCFC s no Brasil de 1992 até 2014 (ecycle, 2015) 4

16 Tabela Cronograma de eliminação do CFC no Brasil (MMA, 2014) SDOs Linha base 01/07/ /01/ /01/ /01/ /01/ /01/ /01/2015 CFC Congelada 50% 85% 100% Halon Congelada 50% 100% Brometo de metila Congelada 20% 100% Meticloroformo Congelada 30% 70% 100% Tetracloreto de carbono % 100% Tabela Cronograma de eliminação do HCFC no Brasil (MMA, 2014) Países em desenvolvimento (artigo 5 protocolo Montreal) Países desenvolvidos (artigo 2 protocolo Montreal) Linha Base Congelamento Consumo: média 2009/2010 Produção: média 2009/2010 Consumo de HCFC em ,8% do consumo de CFC em % 35,0% 68% 98% 100% Produção média da produção de HCFC de ,8% da produção de CFC em ,8% do consumo de CFC em % 90% 99,5% 100% 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. 5

17 Figura 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). 6

18 Figura Ciclo do cloro (MMA, 2014) 7

19 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 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 8

20 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 Tensão superficial do CO2 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. 9

21 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 CO2 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 Densidade do CO2 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 10

22 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 Diagrama de fases do CO2 (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 11

23 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 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. 12

24 4 - CICLOS DE REFRIGERAÇÃO UTILIZANDO CO2 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 Diagrama Pxh do CO2 (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 13

25 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 Variação da capacidade térmica do CO2 no processo isobárico (Ladeira, Filho, 2005) 14

26 Figura Ciclo transcrítico do CO2 (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 15

27 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 Ciclo subcrítico do CO2 (CoolPack) 16

28 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) 17

29 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 justificase 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. 18

30 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 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 19

31 (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 20

32 apresentados a seguir. Ambos foram gerados a partir dos resultados da simulação no software COOLPACK. Figura 6.2 Diagrama pressão x entalpia do CO2 no ciclo 1 (CoolPack) Tabela Estados do R744 no ciclo 1 R744 Ponto T [ C ] P [ bar ] h [ KJ/Kg ] 1-20,00 26,50 154, ,00 26,50 154, ,00 26,50 154, ,00 26,50 154, ,00 12,05 123, ,00 12,05 436, ,00 12,05 436, ,09 26,50 469, ,00 26,50 435, ,00 26,50 440, Cálculos e resultados Sabendo que a carga térmica nos evaporadores de baixa temperatura é de = KW e nos evaporadores de baixa temperatura é de = 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 21

33 =0,45 Kg/s Com o separador de líquido como volume de controle e pela primeira lei da termodinâmica: h + h =! h! + " h " = " ;! = h " h =! h h! =! = 0,07 Kg/s = $ =0,08 Kg/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: ( '" ='" + '" + '" ( '" = 152,72 KW Para sabermos a temperatura do ponto 10 calcularemos sua entalpia e graficamente conseguimos chegar a seu valor aproximado. ( '" =& h &* h & h &* = 440,41 KJ/Kg A temperatura no ponto 10 é de aproximadamente - 5 ºC. 22

34 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 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 no ciclo 1 (CoolPack) 23

35 Tabela Estados do R134a no ciclo 1 R134a Ponto T [ C ] P [ bar ] h [ KJ/Kg ] 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, ,37 13,18 429, Cálculos e resultados 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 $ $ = 0,76 Kg/s Com o separador de líquido como volume de controle e pela primeira lei da termodinâmica: h + h = $ h $ +! h! $ = ;! = h! h = $ h h $ = '&$, = 1,11 Kg/s Sabendo todas as vazões mássicas agora podemos calcular a potência do compressor: '&$, =! h h! '&$, = 38,66 24

36 Pela primeira lei da termodinâmica podemos então encontrar o calor dissipado para o ambiente externo: ( '&$, ='&$, + '&$, ( '&$, = 191,38 KW 25

37 6.2 Ciclo 2; R404a R744 Figura 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. 26

38 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 no ciclo 2 (CoolPack) Tabela Estados do R404a no ciclo 2 R404a Ponto T [ C ] P [ bar ] h [ KJ/Kg ] 1 34,77 20,45 254, ,91 3,64 254, ,91 3,64 178, ,91 3,64 359, ,91 3,64 159, ,60 20,45 394, Cálculos e resultados 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 $ 27

39 $ = 0,84 Kg/s Com o separador de líquido como volume de controle e pela primeira lei da termodinâmica: h + h = $ h $ +! h! $ = ;! = h! h = $ h h $ = '*, = 1,45 Kg/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: ( '*, ='*, + '*, ( *, = 202,75 KW 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 Cálculo COP R134a - R744 /01 = 23,4 23,4 = '" + '" '" + '&$, /01 =3,63 28

40 6.3.2 Cálculo COP R404a R Escolha do ciclo /01 = 23,4 23,4 = '" + '" '" + '*, /01 =2,84 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. 29

41 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 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 capacidade frigorífica no software Bitzer. 30

42 Figura 7.2 Compressor para R134a selecionado pelo software BITZER. O resultado está na figura 7.2 com as informações do compressor. Destacandose a potência absorvida e o gráfico com as limitações de uso de acordo com as temperaturas de condensação e evaporação 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. 31

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

44 Figura 7.4 Compressor para 404a com maior capacidade 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 33

45 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 comercial MIPAL 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 34

46 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 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 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 =758+ 9: < (8 < & < < $ < Onde: 56 ==>?@A BCBDEF>BGDB ABHBED>I@ G@ =@GIBGJ>I@A; (8 ==>K>=EI>IB CAEL@AíCE=> I@ =@KABJJ@A; 9 ==>?@A KA@IMNEI@ I@ =@KABJJ@A; < (8 =<>D@A IB =@AABçã@ K>A> =@KABJJ@ABJ; < & =<>D@A AB?>DEF@ >@ OP; < =<>D@A AB?>DEF@ >@ ABCAELBA>GDB; < $ =<>D@A AB?>DEF@ à DBKBA>DMA> IB BGDA>I> I@ >A; < =<>D@A AB?>DEF@ à >?DMA> I> EGJD>?>çã@. Para nosso caso, (8 = '&$, =152,72 e 9 = '&$, =38,66. 35

47 A tabela 7.2 permite acharmos o valor de F RS entrando com os dados do refrigerante de temperatura de evaporação, 40ºC, e temperatura de condensação, -5ºC. Sendo assim F RS =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 , 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. 36

48 Tabela 7.3 Catálogo comercial MIPAL tabela 7.4. O fator < é relativo ao refrigerante. Então para o R134a < =1,01 segundo a Tabela 7.4 Catálogo comercial MIPAL 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. Tabela 7.5 Catálogo comercial MIPAL 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. Tabela 7.6 Catálogo comercial MIPAL Sabendo todos os fatores e variáveis para correção então: 56 =758+ 9: < (8 < & < < $ < 56 =152, ,66 1,3 1 1,01 0, =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: 37

49 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. 38

50 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 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 Válvula selecionada pelo ExV selection da Carel para R134a 39

51 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 Válvula selecionada pelo ExV selection da Carel para R744 40

52 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 41

53 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 42

54 Tabela 8.1 Relação de equipamentos na configuração ciclo subcrítico CO2 no PACK CALCULATION Nº Equipamento 1 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 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: 43

55 Tabela 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. 44

56 Tabela Tarifa de fornecimento de energia elétrica (AES Eletropaulo, 2016) Tabela Sistema de bandeira tarifárias de energia 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 45