Aproveitamento de Calor Rejeitado em Sistemas de Refrigeração · CoolPack, foi possível...
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Henrique Alexandre Clemente Alves
Licenciatura em Ciências da Engenharia Mecânica
Aproveitamento de Calor Rejeitado em
Sistemas de Refrigeração
Dissertação para obtenção do Grau de Mestre em
Engenharia Mecânica
Orientador: Prof. Dr. João José Lopes de Carvalho,
Professor Auxiliar, Universidade Nova de Lisboa
Júri:
Presidente: Prof. Doutor Daniel Cardoso Vaz
Arguente: Prof. Doutor José Fernando de Almeida Dias Vogal: Prof. Doutor João José Lopes de Carvalho
Setembro 2016
Henrique Alexandre Clemente Alves
Licenciatura em Ciências da Engenharia Mecânica
Aproveitamento de Calor Rejeitado em
Sistemas de Refrigeração
Dissertação para obtenção do Grau de Mestre em
Engenharia Mecânica
Orientador: Prof. Dr. João José Lopes de Carvalho,
Professor Auxiliar, Universidade Nova de Lisboa
Júri:
Presidente: Prof. Doutor Daniel Cardoso Vaz
Arguente: Prof. Doutor José Fernando de Almeida Dias Vogal: Prof. Doutor João José Lopes de Carvalho
Setembro 2016
Aproveitamento de Calor Rejeitado em Sistemas de Refrigeração
Copyright @ Henrique Alexandre Clemente Alves, FCT/UNL, UNL
A Faculdade de Ciências e Tecnologia e a Universidade Nova de Lisboa têm o direito,
perpétuo e sem limites geográficos, de arquivar e publicar esta dissertação através de
exemplares impressos reproduzidos em papel ou de forma digital, ou por qualquer outro meio
conhecido ou que venha a ser inventado, e de a divulgar através de repositórios científicos e de
admitir a sua cópia e distribuição com objectivos educacionais ou de investigação, não
comerciais, desde que seja dado crédito ao autor e editor.
I
Agradecimentos
Sem ordem em específico e com poucas palavras, agradeço nesta dissertação às
pessoas que sempre estiveram ao meu lado e que contribuíram para atingir assim, este que é o
expoente máximo da minha formação académica até ao momento:
Ao meu orientador pela sempre boa recepção, aceitar ser meu orientador numa fase
ocupada da vida dele e a disponibilidade concedida imprescindível para a realização desta
dissertação.
À minha família, especialmente aos meus pais, irmã e avó, por todo o carinho,
sensibilidade, apoio, paciência e motivação que em todos os momentos necessitei e que foram
essenciais, não só para a conclusão desta dissertação, mas também para chegar onde cheguei
hoje e atingir os meus objectivos.
À minha namorada, por ser a minha musa inspiradora e pelas ideias geniais que pouco
ou nada contribuíram para os conteúdos desta dissertação, mas que em tudo contribuíram para
o meu bem-estar e ajuda nos momentos de maior dificuldade na redacção da mesma.
Aos meus amigos, que me apoiaram desde que os conheço.
A todos vós, dedico assim, todo o trabalho que foi realizado, que só com a vossa
presença seria possível atingir a conclusão desta dissertação.
III
Resumo
O consumo intensivo de energia por parte dos processos industriais e os custos
associados ao mesmo, faz com que a eficiência energética adquira uma grande importância nas
indústrias, tornando-as competitivas e simultaneamente cumpridoras das cada vez mais
restritivas legislações ambientais.
Com esta dissertação, demonstra-se que os sistemas de refrigeração industriais e
comerciais, são consumidores intensivos de energia que rejeitam uma grande quantidade de
calor de processo que não é aproveitado pelo sistema, sendo um alvo para a melhoria da
eficiência energética.
O aproveitamento térmico residual destes sistemas, para utilização em processos que
tenham procura entálpica, proporciona um menor recurso a métodos convencionais de geração
de calor. Ao reduzir o consumo energético dos processos com procura de calor, existe uma
redução dos custos energéticos e das emissões de gases poluentes associadas a esse consumo,
aumentando a eficiência energética global.
Através do dimensionamento de um modelo de sistema de refrigeração para múltiplos
armários frigoríficos de um supermercado típico, para simulação com recurso ao software
CoolPack, foi possível determinar a eficiência e potência do compressor, para operar o ciclo de
refrigeração. Além disto, com a identificação das fontes de calor residual do sistema,
conseguiu-se avaliar as potencialidades de aproveitamento deste calor para utilização noutros
processos do mesmo edifício.
O projecto de implementação de uma metodologia para aproveitamento deste calor, com
recurso a um arrefecedor de vapor no circuito do sistema de refrigeração, permitiu o aumento da
eficiência global do sistema em 18,6 %. Neste modelo de sistema de refrigeração com uma
potência frigorífica de 67,88 kW, obteve-se um aproveitamento de calor de 12,60 kW,
conseguindo assim reduzir cerca 76,8 % do consumo e custos energéticos associados ao
aquecimento de AQS pelos métodos convencionais, com um período máximo de retorno
financeiro de 15 meses.
Termos chave: Aproveitamento de calor; Eficiência energética; Calor residual; Sistemas de
refrigeração industriais e comerciais; EER;
V
Abstract
The intensive energy consumption by industrial processes and the costs associated with
it, makes the energy efficiency acquires a great significance in the industries, making them more
competitive and simultaneously comply with the increasingly restrictive environmental legislation.
With this dissertation, it is demonstrated that the industrial and commercial refrigeration
systems, are intensive energy consumers who reject a large amount of heat that is not used by
the system (waste heat), being a target for improving the energy efficiency.
The residual thermal recovery from these systems, onto processes that have enthalpic
demand, provides a less use of conventional heat generation methods. By reducing the energy
consumption of this processes, it allows the reduction of energy costs and greenhouse gas
emissions associated with this consumption, increasing the overall energy efficiency.
By designing a refrigeration system model for refrigerated display cabinets of a typical
supermarket, for simulation using the CoolPack software, it was possible to determine the
compressor’s efficiency and power, to operate the refrigeration cycle. Furthermore, with the
identification of waste heat sources of the system, it was possible to assess the potential use of
this heat for usage in other processes of the same building.
The project of implementing a heat recovery methodology, using a desuperheater in
refrigeration system, allowed an increase in overall system efficiency of 18,6 %. In this
refrigeration system model with a refrigeration load of 67,88 kW, was retrieved 12,60 kW in waste
heat, therefore achieving a 76,8% reduction in consumption and energy costs associated to DHW
heating by the conventional methods, with a maximum financial payback of 15 months.
Keywords: Heat recovery; Energy efficiency; Waste heat; Industrial and commercial refrigeration
systems; EER
VII
Índice de matérias
Agradecimentos.............................................................................................................................. I
Resumo ........................................................................................................................................ III
Abstract ......................................................................................................................................... V
Índice de figuras ........................................................................................................................... IX
Índice de tabelas ........................................................................................................................ XIII
Lista de abreviaturas e siglas ..................................................................................................... XV
1 Introdução .............................................................................................................................. 1
1.1 Enquadramento ................................................................................................. 1
1.2 Objectivos .......................................................................................................... 3
2 Refrigeração .......................................................................................................................... 5
2.1 Sistemas ............................................................................................................ 5
2.2 Ciclo reversível de Carnot ................................................................................. 7
2.3 Ciclo de compressão de vapor .......................................................................... 8
2.3.1 Ciclo ideal de compressão de vapor ............................................................ 8
2.3.2 Ciclo real de compressão de vapor ............................................................ 10
2.3.3 Balanços de energia no ciclo de compressão de vapor ............................. 11
2.4 Classificações .................................................................................................. 13
2.5 Eficiência energética ....................................................................................... 14
3 Aproveitamento de calor rejeitado pelos sistemas de refrigeração .................................... 15
3.1 Fontes de calor residual .................................................................................. 15
3.1.1 Calor rejeitado no condensador ................................................................. 15
3.1.2 Calor rejeitado no lubrificante de compressores de parafuso .................... 17
3.2 Metodologias de aproveitamento de calor em sistemas de refrigeração ........ 18
3.2.1 Condensador arrefecido a água ................................................................. 18
3.2.2 Arrefecedor de vapor .................................................................................. 22
3.2.3 Condensador arrefecido a ar ...................................................................... 25
3.3 Eficiência energética ....................................................................................... 28
3.4 Aplicações ....................................................................................................... 29
VIII
3.5 Casos de estudo .............................................................................................. 31
3.5.1 Tegel Foods Ltd’s ....................................................................................... 31
3.5.2 Green Isle Foods ........................................................................................ 32
3.5.3 Colisée des Bois ......................................................................................... 33
3.6 Viabilidade do Projecto .................................................................................... 35
3.6.1 Optimização do sistema de refrigeração .................................................... 35
3.6.2 Quantidade de calor ................................................................................... 36
3.6.3 Temperaturas ............................................................................................. 36
3.6.4 Disponibilidade do calor residual ................................................................ 37
3.6.5 Risco de contaminação .............................................................................. 37
3.6.6 Tipo de aplicação ....................................................................................... 37
4 Projecto de implementação de uma metodologia de aproveitamento de calor num sistema
de refrigeração ............................................................................................................................ 39
4.1 Análise de supermercados .............................................................................. 39
4.1.1 Armários frigoríficos de exposição ............................................................. 41
4.1.2 Sistema de refrigeração ............................................................................. 43
4.2 Simulação do sistema de refrigeração ............................................................ 47
4.3 Integração com aproveitamento de calor ........................................................ 53
4.3.1 Análise energética ...................................................................................... 57
4.3.2 Análise financeira e ambiental.................................................................... 64
4.3.3 Período de retorno financeiro ..................................................................... 67
5 Conclusões .......................................................................................................................... 69
6 Bibliografia ........................................................................................................................... 71
IX
Índice de figuras
Figura 2.1 - Diagrama esquemático de um sistema de refrigeração - ciclo reversível de Carnot
(Cengel & Michael, 2010) .............................................................................................................. 7
Figura 2.2 - Diagrama T-s de um sistema de refrigeração - ciclo reversível de Carnot (Cengel &
Michael, 2010) ............................................................................................................................... 7
Figura 2.3 - Diagrama esquemático de um sistema de refrigeração de compressão de vapor
(Silva, 2005) .................................................................................................................................. 8
Figura 2.4 - Diagrama T-s de um sistema de refrigeração - ciclo ideal de compressão de vapor
(Cengel & Michael, 2010) .............................................................................................................. 9
Figura 2.5 - Diagrama p-H de um sistema de refrigeração - ciclo ideal de compressão de vapor
(Cengel & Michael, 2010) .............................................................................................................. 9
Figura 2.6 - Diferenças entre o ciclo teórico e o real de refrigeração (Silva, 2005) .................... 10
Figura 2.7 - Tabela de Classificação energética para valores de EER e COP (MultiSplit, 2011)
..................................................................................................................................................... 14
Figura 3.1 - Ciclo de compressão vapor no diagrama p-H (adaptado de Carrier, 2008) ............ 15
Figura 3.2 - Compressor de parafuso com permutador de calor (Ron Marshall, 2010) ............. 17
Figura 3.3 - Distribuição de temperaturas num condensador arrefecido a água (adaptado de W.
F. Stoecker & Jabardo, 2002) ..................................................................................................... 19
Figura 3.4 - Condensador de duplo tubo (Wang, 2000) ............................................................. 21
Figura 3.5 - Condensador de tubo e carcaça (Wilbert F. Stoecker, 1998) ................................. 21
Figura 3.6 - Sistema de refrigeração com condensador arrefecido a água e aproveitamento de
calor (Ernest Orlando Lawrence Berkeley National Laboratory, 2016)....................................... 22
Figura 3.7 - Representação do arrefecedor de vapor para aproveitamento de calor num sistema
de refrigeração de compressão de vapor no diagrama p-H (Commercial Energy Systems, 2016)
..................................................................................................................................................... 23
Figura 3.8 - Recuperação de calor com arrefecedor de vapor (Carbon Trust, 2011) ................. 23
Figura 3.9 - Construção típica de um condensador arrefecido a ar (Wang, 2000) ..................... 25
Figura 3.10 - Recuperação de calor com condensador arrefecido a ar (Carbon Trust, 2011) ... 26
Figura 3.11 - Sistema de refrigeração com aproveitamento de calor das instalações da Tegel
Foods Ltd’s .................................................................................................................................. 31
Figura 3.12 - Diagrama esquemático da metodologia de aproveitamento de calor no Colisée des
Bois .............................................................................................................................................. 34
X
Figura 4.1 - Consumo médio de energia eléctrica por tipo de uso nos supermercados dos Estados
Unidos (E-Source, 2010) ............................................................................................................. 39
Figura 4.2 - Distribuição percentual dos armários frigoríficos de exposição num supermercado
típico (Judith A. Evans & Foster, 2015) ....................................................................................... 41
Figura 4.3 - Distribuição de ar de um armário frigorífico típico de exposição aberto vertical
(adaptado de (ADEME, 2001)) .................................................................................................... 42
Figura 4.4 - Transferências térmicas num armário frigorífico de exposição (Judith A. Evans &
Foster, 2015) ............................................................................................................................... 43
Figura 4.5 - Diagrama esquemático de um sistema de refrigeração para múltiplos armários
frigoríficos de um supermercado (multiplex) (V. D. Baxter, 2003) .............................................. 44
Figura 4.6 - Rack de compressores para um sistema de refrigeração de expansão directa de
múltiplos armários frigoríficos (Little, 1996) ................................................................................ 45
Figura 4.7 - Supermercado com sistemas de refrigeração de média e baixa temperatura (Arias,
2005) ........................................................................................................................................... 45
Figura 4.8 - Circuito do fluido frigorigéneo no edifício de um supermercado (Klemick, Kopits, &
Wolverton, 2015) ......................................................................................................................... 46
Figura 4.9 - Válvula de expansão termostática num evaporador de expansão directa
(Wang, 2000) ............................................................................................................................... 46
Figura 4.10 - Armário frigorífico de exposição vertical Hussmann D5NX-E (Hussmann, 2013) 47
Figura 4.11 - Disposição dos armários frigoríficos de exposição [mm] ...................................... 48
Figura 4.12 - Inserção das especificações do sistema de refrigeração e características do
compressor no software CoolPack.............................................................................................. 50
Figura 4.13 - Representação do ciclo frigorífico do sistema no diagrama p-H do fluido frigorigéneo
R404A .......................................................................................................................................... 51
Figura 4.14 - Diagrama simplificado do sistema de refrigeração ................................................ 52
Figura 4.15 - Perfil de temperatura ao longo do condensador do sistema simulado ................. 53
Figura 4.16 - Arrefecedor de vapor de duplo tubo ventilado DC20 (Doucette Industries Inc, 2015)
..................................................................................................................................................... 55
Figura 4.17 - Diagrama esquemático dos processos do sistema de aquecimento de AQS
integrados com o sistema de refrigeração com aproveitamento de calor .................................. 56
Figura 4.18 - Temperaturas de referência da água da rede ao longo do ano para a região de
Lisboa .......................................................................................................................................... 57
Figura 4.19 - Perfil de quantidade de água quente obtida através do arrefecedor de vapor ao
longo do ano ................................................................................................................................ 58
XI
Figura 4.20 - Bomba de circulação Lowara ecocirc XLplus 25-40 (Xylem Water Solutions, 2014)
..................................................................................................................................................... 58
Figura 4.21 - Sensor de temperatura KTY82 (Mouser Electronics, 2010) .................................. 58
Figura 4.22 - Comparativo de EER dos sistemas ....................................................................... 60
Figura 4.23 - Perfil de quantidade de água quente obtida através do arrefecedor de vapor ao
longo do ano (sistema com Tcond = 50 °C) ................................................................................... 61
Figura 4.24 - Diagrama de EER em função da temperatura de condensação do sistema de
refrigeração ................................................................................................................................. 63
Figura 4.25 - Energia necessária associada ao aquecimento de AQS ...................................... 65
Figura 4.26 - Custos energéticos associados ao aquecimento de AQS..................................... 65
Figura 4.27 - Emissões de CO2 associadas ao aquecimento de AQS ....................................... 66
Figura 4.28 - Depósito para AQS Vulcano MVV 4000-RB de 4 000 litros (Vulcano, 2015) ....... 67
XIII
Índice de tabelas
Tabela 2.1 - Classificação dos sistemas de refrigeração de compressão de vapor conforme a
carga de refrigeração .................................................................................................................. 13
Tabela 2.2 - Classificação dos sistemas de refrigeração de compressão de vapor conforme a
temperatura do evaporador do sistema ...................................................................................... 13
Tabela 3.1 - Comparativo energético após implementação de calor na fábrica da Green Isle
Foods ........................................................................................................................................... 32
Tabela 4.1 - Características de um armário frigorífico típico de exposição aberto vertical
(European Commission DG TREN, 2007) .................................................................................. 42
Tabela 4.2 - Características do armário frigorífico de exposição vertical Hussmann D5NX-E... 48
Tabela 4.3 - Pontos de estado do sistema de refrigeração ........................................................ 50
Tabela 4.4 - Condições de operação do sistema de refrigeração .............................................. 51
Tabela 4.5 - Características do compressor utilizado no sistema de refrigeração ..................... 52
Tabela 4.6 - Potências e temperaturas disponíveis no calor residual da linha de descarga do
sistema de refrigeração simulado (Tcond = 40 °C) ........................................................................ 53
Tabela 4.7 - Características do permutador de calor DC20 ....................................................... 56
Tabela 4.8 - Características da bomba de circulação Lowara ecocirc XLplus 25-40 ................. 59
Tabela 4.9 - Consumo de energia eléctrica do sistema com aproveitamento de calor .............. 59
Tabela 4.10 - Comparativo energético dos dois sistemas .......................................................... 60
Tabela 4.11 - Potências e temperaturas disponíveis no calor residual da linha de descarga do
sistema de refrigeração simulado (Tcond = 50 °C) ........................................................................ 61
Tabela 4.12 - Consumo de energia eléctrica associado ao sistema de refrigeração com
aproveitamento de calor (Tcond = 50 °C) ...................................................................................... 62
Tabela 4.13 - Comparativo dos sistemas com diferentes temperaturas de condensação ......... 62
Tabela 4.14 - Eficiências típicas dos equipamentos convencionais para aquecimento de AQS 64
Tabela 4.15 - Preços de referência e factores de emissão das fontes de energia convencionais
para aquecimento AQS ............................................................................................................... 64
Tabela 4.16 -Características do depósito para AQS Vulcano MVV 4000-RB ............................ 67
Tabela 4.17 - Preços dos componentes do sistema de aproveitamento de calor ...................... 68
Tabela 4.18 - Tempo de retorno financeiro associado aos sistemas convencionais de
aquecimento de AQS .................................................................................................................. 68
XV
Lista de abreviaturas e siglas
AQS Águas Quentes Sanitárias
AVAC Aquecimento, Ventilação e Ar Condicionado
CFC Clorofluorcarboneto
COP Coefficient Of Performance
DX Direct Expansion System
EER Energy Efficiency Ratio
FCT Faculdade de Ciências e Tecnologia
GNL Gás Natural Liquefeito
HCFC Hidroclorofluorcarboneto
HFC Hidrofluorcarboneto
NUT Número de Unidades de Transferência
PTC Positive Temperature Coefficient
RCCTE Regulamento das Características de Comportamento Térmico dos
Edifícios
rpm rotações por minuto
SGCIE Sistema de Gestão de Consumos Intensivos de Energia na Indústria
UE União Europeia
UNL Universidade Nova de Lisboa
1
1 Introdução
1.1 Enquadramento
A preocupação com a eficiência energética é muito relevante em empresas e indústrias
com um elevado consumo energético, devido à subida constante dos custos energéticos, assim
como uma crescente sensibilização e preocupação ambiental. Atendendo a esta preocupação
foi acordado em Março de 2007 a meta vinculativa definida pelos chefes de estado e de governo
dos 27 estados-membros da UE, para aumentar a eficiência energética em 20 % e aumentar a
utilização de energias renováveis em 20 %, até 2020 (EREC, 2008). Devido a isto qualquer
potencial de aumento na eficiência energética nestes edifícios deve ser investigado e analisado,
assim como as consequentes reduções consumo e custos da energia. A elevada importância e
relevância destas medidas faz com que esta preocupação comece a expandir-se também às
empresas mais pequenas, que começam a implementar estratégias de melhoria da eficiência
energética nas suas organizações.
A procura total de energia nas indústrias da Europa é uma parcela significativa, que
constituiu cerca de 25,9 % do consumo total de energia em 2014 (Eurostat, 2016). Associado a
este elevado consumo de energia dos processos industriais, são também dissipadas grandes
quantidades de calor residual, isto é, calor que foi gerado em determinado processo, mas que já
não têm qualquer propósito num sistema.
As maiores quantidades de calor residual são normalmente encontrados nas indústrias
de alimentos, tabaco, papel e celulose, metalurgia, indústria química e minerais não-metálicos
(Brückner et al., 2015). Maioritariamente este calor não tem qualquer tipo de aproveitamento que
possa levar à utilização do mesmo noutros processos industriais, de modo a reduzir os consumos
energéticos, diminuição de emissões de gases poluentes e aumentando simultaneamente a
eficiência energética.
Nos processos industriais, a refrigeração abrange uma vasta gama de aplicações que
vão desde os processos de refrigeração de alta temperatura, até aplicações de temperatura
muito baixa (criogenia, congeladores médicos ou de liquefacção de GNL e nitrogénio) (W. F.
Stoecker & Jabardo, 2002).
A refrigeração é também um dos processos com consumo intensivo de energia e com
uma parcela representativa no consumo energético de certas indústrias (especialmente na
indústria alimentar e química).
Na indústria alimentar, a refrigeração é responsável por cerca de 35 % do consumo de
energia eléctrica de toda a indústria alimentar mundial, o que equivale a um consumo de cerca
de 111,8 Mtep/ano (J. A. Evans et al., 2014).
2
O consumo de energia nos processos de refrigeração da indústria química na europa, é
considerado em torno de 2,46 Mtep/ano, o que equivale a 32,3 % de todo o consumo de
electricidade na indústria química Europeia (Pardo, Vatopoulos, Krook-Riekkola, Moya, & Perez,
2012).
Devido a isto, em determinados processos, os equipamentos de refrigeração são os
maiores consumidores de energia e um alvo natural para melhorar a eficiência energética: a
maioria dos sistemas de refrigeração industrial são sistemas de refrigeração por compressão de
vapor (Luisa Domingues, 2015), sendo que estes necessitam de dissipar grandes quantidades
de calor residual para execução do processo de refrigeração, calor este que é dissipado sem
qualquer tipo de aproveitamento.
No âmbito do Sistema de Gestão de Consumos Intensivos de Energia na Indústria
(SGCIE), foi editada uma publicação que apresenta um enquadramento tecnológico das medidas
para o aumento da eficiência energética da indústria portuguesa, onde é definido que “para além
da utilização de novos sistemas (de refrigeração), a implementação de estratégias de
optimização e controlo (p. ex. flutuação da pressão de condensação) nos sistemas já existentes
pode levar a melhorias de 30 % em termos de eficiência energética”.
Além disto, a utilização de novos fluidos frigorigéneos (p. ex. amoníaco ou CO2)
alternativos aos clorofluorcarbonetos (CFC’s) e aos hidroclorofluorcarbonetos (HCFC’s), ou a
acumulação térmica de frio (acumulação de energia latente), permitindo a produção e o
armazenamento de bancos de gelo nos períodos em que a electricidade é mas barata (horas de
vazio), até serem necessários para a refrigeração, são outras medidas de melhoria da eficiência
energética em sistemas de refrigeração (Luisa Domingues, 2015).
Embora recente, a integração de processos surgiu como uma área científico-tecnológica
no âmbito da engenharia de processos. Dentro desta, a integração energética tem como
objectivo, aproveitar os excessos de calor de um processo industrial, para utilização desse calor
noutros processos, reduzindo assim o consumo de utilidades externas de fornecimento de calor.
Ao minimizar as utilidades externas ao processo, o consumo de energia é minimizado, os custos
associados ao processo são reduzidos, permitindo a redução de efluentes, subprodutos e
emissões gasosas (Magueijo et al., 2010).
Ainda pouco explorada e utilizada, existe a possibilidade de implementar num processo
de refrigeração, uma metodologia de aproveitamento de calor residual com vista a satisfazer as
necessidades entálpicas de outro processo, sem que este necessite de recorrer a utilidades
externas de fornecimento de calor. Sendo assim, integrando os processos com uma metodologia
de aproveitamento de calor, é possível substituir parcialmente ou totalmente, o recurso a
utilidades externas convencionais de fornecimento de calor. Com a utilização deste calor
residual, existe uma redução do consumo de energia e menores emissões poluentes, com um
consequente aumento na eficiência do processo.
3
1.2 Objectivos
O objectivo principal desta dissertação, consiste em identificar as mais relevantes fontes
de calor residual nos sistemas de refrigeração de compressão de vapor e analisar as
potencialidades energéticas decorrentes do aproveitamento de calor rejeitado por estes
sistemas. Pretende-se assim analisar as temperaturas e potências possíveis de obter do calor
rejeitado pelo sistema e qual a praticabilidade de utilização deste calor em processos externos
ao sistema de refrigeração, tendo em vista o aumento de eficiência energética global.
Pretende-se realizar o estudo e avaliação das metodologias de aproveitamento de calor
num sistema de refrigeração e das consequentes melhorias na eficiência energética global. A
análise dos factores a ter em conta para viabilização de um projecto de aproveitamento de calor
num sistema de refrigeração, assim como das suas potenciais aplicações com a demonstração
de casos de estudo, têm como objectivo permitir a construção de um modelo baseado num
sistema de compressão de vapor padrão, para implementação de uma metodologia de
aproveitamento de calor.
Será construído um modelo baseado num sistema de refrigeração de compressão de
vapor com as características típicas de um supermercado, para refrigeração de um conjunto de
armários frigoríficos e simuladas as condições de funcionamento do sistema com o software
CoolPack. Após identificação das fontes de calor residual deste sistema e análise das possíveis
utilizações deste calor no mesmo edifício, pretende-se implementar uma metodologia de
aproveitamento de calor residual, com o objectivo de substituir integralmente ou parcialmente,
uma fonte externa de calor para o aquecimento de AQS. A realização de uma análise dos
benefícios energéticos, financeiros e ambientais resultantes da integração deste sistema com o
processo de aquecimento de AQS, prevê uma melhoria significativa na eficiência energética
global.
Seguidamente, com o equipamento adicional necessário ao aproveitamento,
pretende-se determinar o período de retorno financeiro associado à implementação da
metodologia de aproveitamento de calor no sistema e demonstrar a viabilidade económica da
integração analisada.
Por fim, é realizada uma conclusão das potencialidades obtidas pela implementação da
metodologia de aproveitamento de calor escolhida para o sistema de refrigeração analisado,
assim como as vantagens e desvantagens associadas à utilização desta metodologia.
Pretende-se que a simulação e construção do modelo de aproveitamento de calor utilizado nesta
dissertação, possibilite um método de análise para qualquer sistema de refrigeração, das
potencialidades energéticas e económicas de aproveitar o calor residual destes sistemas, para
outras aplicações e processos com procura de calor.
.
5
2 Refrigeração
A refrigeração é definida como o processo de extracção de calor a partir de uma fonte
de calor ou substância, com o objectivo de manter uma temperatura mais baixa e transferi-lo
para uma fonte de calor a uma temperatura mais elevada, como o ar atmosférico ou outro fluido.
(Wang, 2000).
2.1 Sistemas
Um sistema de refrigeração consiste na combinação de componentes ligados numa
ordem sequencial para produzir o efeito de refrigeração. Wang, 2000 classificou os sistemas de
refrigeração mais utilizados do seguinte modo:
Sistemas de compressão de vapor: nestes sistemas, um compressor mecânico eleva
a pressão e a temperatura do fluido frigorigéneo, depois de este ter produzido o seu
efeito de refrigeração. O fluido frigorigéneo a uma pressão mais elevada, transfere o
calor para um ambiente externo ao ambiente a refrigerar, onde é condensado para o
estado líquido. Este fluido frigorigéneo em estado líquido é posteriormente expandido
para uma pressão e temperatura mais baixa, para produzir o efeito de refrigeração
durante a evaporação. Os sistemas de compressão de vapor são os sistemas de
refrigeração mais amplamente utilizados em processos de refrigeração industrial,
comercial e de climatização para ar condicionado.
Sistemas de absorção: um sistema de absorção funciona de forma semelhante ao
sistema por compressão de vapor, com a diferença do compressor mecânico ser
substituído por um ciclo de absorção (designado por “compressor termodinâmico”).
Assim em vez de ser necessária energia mecânica de um compressor, a energia para
fazer funcionar o sistema de absorção é fornecida por uma fonte de calor externa (vapor,
água quente, queimador a gás, etc.). Como são sistemas que necessitam de uma fonte
externa de calor, são mais utilizados em unidades de cogeração com produção
combinada de frio (trigeração).
Sistemas de expansão de ar ou gás: Neste tipo de sistemas, o ar ou gás é comprimido
até atingir uma pressão elevada por energia mecânica. Posteriormente este ar ou gás é
arrefecido e expandido até uma pressão baixa. Como a temperatura do ar ou do gás
diminui durante a expansão, é produzido um efeito de refrigeração. Mesmo que o EER
de sistemas de expansão de ar ou gás, seja muito baixo em comparação com sistemas
de compressão de vapor, ainda é este o mais apropriado e utilizado em sistemas de
refrigeração de aeronaves.
6
Na década de 1990 nos EUA, os sistemas por absorção de calor, detinham uma quota
inferior a 8 % em novas instalações em comparação com sistemas de compressão de vapor e
as aplicações de sistemas de refrigeração por expansão de ar ou gás, ainda estão limitados a
aplicações específicas, como em aeronaves e criogenia (Wang, 2000).
Devido a estes factos, os sistemas de compressão de vapor até hoje, ainda dominam as
aplicações de refrigeração industriais, ar condicionado e bombas de calor (Cengel & Michael,
2010), sendo neste tipo de sistemas que vão ser analisadas e estudadas, as possíveis
metodologias de aproveitamento de calor.
7
2.2 Ciclo reversível de Carnot
Num ciclo de reversível de Carnot todos os processos são termodinamicamente
reversíveis, tornando-se no ciclo mais eficiente possível para aplicar num sistema de
refrigeração.
Figura 2.1 - Diagrama esquemático de um sistema de refrigeração - ciclo reversível de
Carnot (Cengel & Michael, 2010)
Figura 2.2 - Diagrama T-s de um sistema de refrigeração - ciclo reversível de Carnot (Cengel &
Michael, 2010)
Sendo a figura 2.1 um diagrama esquemático de um sistema de refrigeração hipotético
que funcione com o ciclo reversível de Carnot, é possível representar no diagrama T-s da figura
2.2, o ciclo com os seguintes processos:
1. Processo 1 ➝ 2: processo isotérmico no qual o calor QL é absorvido no
evaporador pelo fluido frigorigéneo à temperatura constante TL
2. Processo 2 ➝ 3: compressão isentrópica do fluido frigorigéneo, com aumento da
temperatura TL para a temperatura TH
3. Processo 3 ➝ 4: processo isotérmico no qual o calor QH é rejeitado no
condensador pelo fluido frigorigéneo à temperatura constante TH
4. Processo 4 ➝ 1: expansão isentrópica do fluido frigorigéneo com diminuição da
temperatura TH para a temperatura TL
8
Os dois processos de transferência de calor isotérmicos (processos de 1➝2 e 3➝4) não
são difíceis de atingir na prática, uma vez que ao manter a pressão constante de fluido
frigorigéneo na região de duas fases (mistura líquido-vapor), mantém também a temperatura
constante equivalente à temperatura de saturação. No entanto, os processos de 2➝3 e 4➝1 não
pode ser atingidos na prática, devido ao processo 2➝3 envolver uma compressão de fluido
frigorigéneo em mistura de líquido-vapor, afectando o bom funcionamento do compressor e o
processo 4➝1 envolver a expansão do fluido frigorígeno numa turbina. Devido a isto o ciclo
reversível de Carnot, não é um modelo realístico para aplicar num sistema de refrigeração
(Cengel & Michael, 2010), mas que serve de base para a construção do ciclo de compressão de
vapor.
2.3 Ciclo de compressão de vapor
Ao alterar o ciclo reversível de Carnot, de modo a possibilitar a aplicação prática do ciclo
num sistema de refrigeração, surge o ciclo de compressão de vapor. Estas alterações surgem
na necessidade de vaporizar o fluido frigorigéneo completamente antes de ser comprimido no
compressor e a substituição da turbina por um dispositivo de expansão. O ciclo de compressão
de vapor é o sistema de refrigeração com mais utilização actualmente, sendo cerca de 90 % dos
sistemas instalados (Siemens, 2004).
2.3.1 Ciclo ideal de compressão de vapor
Na figura 2.3 encontra-se um sistema de refrigeração hipotético, com componentes
semelhantes aos utilizados no ciclo reversível de Carnot, sendo a turbina substituída por um
dispositivo de expansão. Estas alterações resultam num ciclo denominado por ciclo ideal de
compressão de vapor esquematizado nos diagrama T-s e p-H da figura 2.4 e figura 2.5,
respectivamente.
Figura 2.3 - Diagrama esquemático de um sistema de refrigeração de compressão de vapor (Silva, 2005)
9
Um ciclo denomina-se ideal devido ao processo de compressão ser isentrópico e as
perdas de pressão na tubagem, válvulas e outros componentes são desprezáveis. Os processos
que constituem o ciclo ideal de compressão de vapor são os seguintes:
1. Processo 1 ➝ 2: Compressão isentrópica do fluido frigorigéneo até à pressão de
condensação P2, onde este entra no compressor a uma pressão igual à do evaporador,
no estado de vapor saturado P1.
2. Processo 2 ➝ 3: Processo de rejeição de calor do fluido frigorigéneo para o exterior a
pressão constante. Neste processo o fluido frigorigéneo entra no condensador em
estado de vapor sobreaquecido à temperatura T2 e sai do mesmo em estado de líquido
saturado à temperatura T3.
3. Processo 3 ➝ 4: expansão irreversível a entalpia constante (processo isentálpico) do
fluido frigorigéneo por uma válvula de expansão, diminuindo a temperatura de T3 para T4
4. Processo 4 ➝ 1: o fluido frigorigéneo em mistura líquido-vapor, entra no evaporador e
absorve calor do espaço a arrefecer (efeito frigorífico) a pressão constante.
Posteriormente sai do evaporador e retorna ao compressor em estado de vapor saturado
de modo a repetir-se o ciclo.
Figura 2.4 - Diagrama T-s de um sistema de refrigeração - ciclo ideal de compressão de vapor
(Cengel & Michael, 2010)
Figura 2.5 - Diagrama p-H de um sistema de
refrigeração - ciclo ideal de compressão de vapor (Cengel & Michael, 2010)
Embora a utilização de uma turbina isentrópica em vez de uma válvula de expansão,
permitisse um aumento do efeito frigorífico e diminuição do trabalho realizado pelo compressor,
a utilização da turbina não é prática, devido a estes benefícios não justificarem os custos e
complexidade de implementação dessa solução.
10
2.3.2 Ciclo real de compressão de vapor
Ao aplicar o ciclo ideal de compressão de vapor num sistema de refrigeração, surgem
algumas alterações devido a irreversibilidades ocorridas nos componentes. Atrito nas tubagens
e transferências de calor por parte dos componentes com o ambiente envolvente, causam
quebras de pressão no sistema.
Como revisto no ciclo ideal de compressão de vapor, o fluido frigorigéneo sai do
evaporador e entra no compressor em estado de vapor saturado. Na realidade não é possível
controlar o estado do fluido frigorigéneo de forma tão precisa. Ao invés, é controlado pela válvula
de expansão, um grau de sobreaquecimento, de modo a garantir que o fluido frigorigéneo entre
no compressor em estado de vapor sobreaquecido. Além disso, quando a tubagem que liga o
evaporador ao compressor é muito longa, existe uma queda de pressão provocada pelo atrito do
fluido frigorigéneo e transferência de calor do ambiente envolvente para o fluido frigorigéneo, que
pode ser muito significativa.
O sobreaquecimento produzido, os ganhos de calor provenientes da tubagem de
aspiração e as quedas de pressão, no evaporador e tubagens, geram um aumento do volume
específico e como consequência, um aumento na energia para o compressor conseguir operar
o ciclo, uma vez que o trabalho realizado pelo compressor é proporcional ao volume específico
(Cengel & Michael, 2010).
Figura 2.6 - Diferenças entre o ciclo teórico e o real de refrigeração (Silva, 2005)
O processo de compressão num ciclo ideal de compressão de vapor é um processo
adiabático e reversível, por isso isentrópico. O processo real de compressão, envolve efeitos de
fricção que aumentam a entropia e transferências de calor, que podem aumentar ou diminuir a
entropia (Cengel & Michael, 2010).
No ciclo ideal de compressão de vapor, é considerado que o fluido frigorigéneo sai do
condensador no estado de líquido saturado, à pressão de saída do compressor. Na realidade, é
inevitável que ter alguma queda de pressão no condensador, assim como nas tubagens de
ligação do compressor ao condensador, e do condensador à válvula de expansão.
11
Além disso, não é fácil de executar o processo de condensação com precisão tal, que o
fluido frigorigéneo termine em estado de líquido saturado, sendo indesejável que o fluido
frigorigéneo entre na válvula de expansão, antes de ser completamente condensado. Portanto,
o fluido frigorigéneo é subarrefecido uns graus de temperatura, antes de entrar na válvula de
expansão. O grau de subarrefecimento depende maioritariamente do meio que retira calor do
condensador (ar atmosférico, água, etc.) durante a condensação, assim como da construção e
da capacidade do condensador (Wang, 2000). Este efeito no entanto é vantajoso, devido ao
fluido frigorigéneo entrar no evaporador com uma entalpia mais baixa e portanto, poder absorver
mais calor a partir do espaço a refrigerar (Cengel & Michael, 2010).
2.3.3 Balanços de energia no ciclo de compressão de vapor
Para realizar o balanço energético no ciclo de compressão de vapor, este é feito tomando
em consideração o funcionamento do mesmo em regime permanente nas condições de projecto,
isto é, à temperatura de evaporação e temperatura de condensação constantes (Silva, 2005).
Efeito frigorífico
O efeito frigorífico (qref), (ou efeito de refrigeração), corresponde ao calor extraído por
unidade de massa do fluido frigorigéneo durante o processo de evaporação no evaporador
(Wang, 2000), podendo ser determinado da seguinte forma:
1 4refq h h (2.1)
onde:
refq = efeito frigorífico [J/kg]
1h = entalpia do fluido frigorigéneo na saída do evaporador [J/kg]
4h = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada do evaporador [J/kg]
Potência frigorífica
A potência frigorífica (Qref) (ou carga de refrigeração), é a quantidade total de calor por
unidade de tempo, removida pelo fluido frigorigéneo através do evaporador do sistema de
refrigeração, a fim de manter uma temperatura desejada constante. A potência frigorífica pode
ser determinada pela equação:
1 4( )ref rQ m h h (2.2)
onde:
refQ = potência frigorífica [W]
1h = entalpia do fluido frigorigéneo na saída do evaporador [J/kg]
4h = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada do evaporador [J/kg]
rm = caudal mássico de fluido frigorigéneo [kg/s]
12
Normalmente a potência frigorífica é conhecida, correspondendo às cargas térmicas a
que o espaço a refrigerar está submetido numa operação em regime permanente (Silva, 2005).
A potência frigorífica é um dos factores que determinam o consumo de energia de um
equipamento, juntamente com a eficiência do sistema: quanto menor a potência frigorífica, ou
quanto maior for a eficiência do sistema, menor será o consumo de energia (European
Commission DG ENTR, 2011).
Potência teórica de compressão
A potência teórica de compressão é definida como a quantidade de energia por unidade
de tempo, que deve ser fornecida ao fluido frigorigéneo para elevar a pressão necessária para
operar o ciclo frigorífico ideal. Como revisto anteriormente, o processo de compressão num ciclo
ideal de compressão de vapor é isentrópico e pode ser determinado por:
2 1( )comp rW m h h (2.3)
onde:
compW = potência fornecida ao fluido frigorigéneo pelo compressor [W]
1h = entalpia do fluido frigorigéneo na aspiração do compressor [J/kg]
2h = entalpia do fluido frigorigéneo na descarga do compressor [J/kg]
rm = caudal mássico de fluido frigorigéneo [kg/s]
Rejeição de calor no condensador
No processo de rejeição de calor, o fluido frigorigéneo cede energia a um meio
envolvente (ar ou água) por intermédio de um condensador. Este fluxo de calor pode ser
determinado por meio do balanço de energia determinado por:
2 3( )cond rQ m h h (2.4)
onde:
condQ = calor rejeitado pelo fluido frigorigéneo no condensador [W]
2h = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada do condensador [J/kg]
3h = entalpia do fluido frigorigéneo na saída do condensador [J/kg]
rm = caudal mássico de fluido frigorigéneo [kg/s]
Válvula de expansão
Na válvula de expansão, o processo ideal ocorrido é adiabático como mostra a equação:
3 4h h (2.5)
onde:
4h = entalpia do fluido frigorigéneo na saída da válvula de expansão [J/kg]
3h = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada da válvula de expansão [J/kg]
13
2.4 Classificações
Segundo W. F. Stoecker & Jabardo, 2002, os sistemas de refrigeração industriais podem
ser classificados pela faixa de temperatura de operação, ou através das suas aplicações. Wang,
2000 definiu que os sistemas de refrigeração de compressão de vapor podem ser classificados
pelas seguintes características:
Tipo de compressor utilizado (alternativo, rotativos, scroll, parafuso ou
centrifugo)
Tipo de evaporador (expansão directa (DX) ou expansão indirecta (chiller))
Carga de refrigeração (Tabela 2.1)
Temperatura de evaporação (Tabela 2.2)
Tabela 2.1 - Classificação dos sistemas de refrigeração de compressão de vapor conforme a carga de refrigeração
Classificação do sistema
de refrigeração
Carga de refrigeração
[kW]
Pequeno Qref ≤ 8,8
Médio 8,8 < Qref ≤ 264
Grande 264 ≤ Qref
Tabela 2.2 - Classificação dos sistemas de refrigeração de compressão de vapor conforme a temperatura do evaporador do sistema
Classificação do sistema
de refrigeração
Temperatura de evaporação do
sistema
Alta temperatura Tev > 0 °C
Média temperatura -18 °C <Tev ≤ 0 °C
Baixa temperatura -40 °C ≤ Tev ≤ -18 °C
14
2.5 Eficiência energética
Para quantificar a eficiência de um ciclo de refrigeração, é geralmente utilizado o Rácio
Eficiência Energética, EER, (do inglês, Energy Efficiency Ratio), definido como a quantidade de
calor removido do espaço a refrigerar a dividir pela de energia requerida para operar o ciclo, isto
é, a variação de entalpia no evaporador a dividir pelo aumento de entalpia durante a compressão,
como mostrado pela equação:
1 4
2 1
ref
comp
Q h hEER
W h h
(2.6)
onde:
refQ = quantidade total de calor, removida pelo fluido frigorigéneo do espaço a refrigerar
[W]
compW = trabalho líquido fornecido ao fluido frigorigéneo pelo compressor [W]
1h = entalpia do fluido frigorigéneo na aspiração do compressor [J/kg]
2h = entalpia do fluido frigorigéneo na descarga do compressor [J/kg]
4h = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada do evaporador [J/kg]
Para um sistema de compressão de vapor, a energia é fornecida sob a forma de trabalho,
mecânico ou eléctrico e pode incluir o trabalho do compressor, bombas e ventiladores. Assim
sendo, quanto mais elevado for o valor do EER, maior será a eficiência de um ciclo de
refrigeração.
O COP (Coefficient Of Performance) e o EER são semelhantes, na medida em que estes
permitem medir a eficiência energética de um sistema. A diferença recai no EER quantificar à
eficiência dos sistemas no arrefecimento, enquanto que o COP quantifica a eficiência dos
sistemas no aquecimento. Na figura 2.7 é possível classificar os equipamentos com uma classe
energética conforme o seu valor de EER ou COP.
Figura 2.7 - Tabela de Classificação energética para valores de EER e COP (MultiSplit, 2011)
15
3 Aproveitamento de calor rejeitado pelos sistemas de
refrigeração
3.1 Fontes de calor residual
Segundo Brückner et al., 2015, o calor residual é considerado como todas as formas de
calor (latente e sensível) que não têm propósito num sistema. No enquadramento desta
dissertação, é definido como calor residual, a energia térmica que normalmente seria rejeitada
pelo sistema de refrigeração para o meio ambiente e que pode ser usada para outros processos
e aplicações, que serão estudadas no capítulo 3.4. O aproveitamento deste calor residual,
consiste na recuperação possível do calor rejeitado pelos sistemas de refrigeração de
compressão de vapor.
3.1.1 Calor rejeitado no condensador
O calor rejeitado no condensador, é uma fonte de calor residual facilmente identificável
nos sistemas de refrigeração de compressão de vapor, sendo o processo responsável por
aproximadamente 83 % da energia térmica rejeitada por estes sistemas (ASHRAE, 2012).
Corresponde à quantidade de calor total rejeitada pelo sistema de refrigeração no condensador,
que pode ser recuperada a partir do fluido frigorigéneo na linha de descarga do sistema.
Figura 3.1 - Ciclo de compressão vapor no diagrama p-H (adaptado de Carrier, 2008)
Este calor residual representado no diagrama p-H da figura 3.1, é o calor rejeitado pelo
sistema de refrigeração para o meio ambiente desde a descarga do compressor, até à entrada
16
na válvula de expansão. Tomando assim em consideração as condições hipotéticas da figura
3.1, o calor residual que é rejeitado no condensador e possível de aproveitar, é definido como:
( )cond r D AQ m h h (3.1)
onde:
condQ = calor residual disponível no condensador do sistema de refrigeração [W]
Dh = entalpia do fluido frigorigéneo na saída do compressor [J/kg]
Ah = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada da válvula de expansão [J/kg]
rm = caudal mássico de fluido frigorigéneo [kg/s]
O calor residual disponível no condensador corresponde a duas parcelas de estado do
fluido frigorigéneo: calor sensível do fluido frigorigéneo desde a saída do compressor em estado
de vapor sobreaquecido até atingir o estado de vapor saturado; e a fase de mistura de
líquido-vapor correspondente ao calor latente libertado para o meio ambiente, para condensação
do fluido frigorigéneo, até ao estado de líquido saturado.
A parcela de calor disponível para aproveitamento no fluido frigorigéneo em estado de
vapor sobreaquecido é inferior à parcela de calor disponível na mistura de líquido-vapor. Embora
isto aconteça, este calor encontra-se a uma temperatura superior. Tomando em consideração as
condições hipotéticas da figura 3.1, o calor residual disponível no fluido frigorigéneo em estado
de vapor sobreaquecido é definido como:
( )sob r D EQ m h h (3.2)
onde:
sobQ = calor residual disponível no fluido frigorigéneo em estado de vapor sobreaquecido
[W]
Dh = entalpia do fluido frigorigéneo na saída do compressor [J/kg]
Eh = entalpia do fluido frigorigéneo no estado de vapor saturado [J/kg]
rm = caudal mássico de fluido frigorigéneo [kg/s]
A parcela de calor latente disponível no fluido frigorigéneo representa o calor rejeitado
para o exterior do sistema, desde o estado de vapor saturado, até ao estado de líquido saturado.
Tomando em consideração as condições hipotéticas da figura 3.1, o calor disponível no fluido
frigorigéneo em estado de mistura líquido-vapor é definido como:
( )lat r E AQ m h h (3.3)
onde:
latQ = calor disponível no fluido frigorigéneo em estado mistura líquido-vapor [W]
Eh = entalpia do fluido frigorigéneo no estado de vapor saturado [J/kg]
Ah = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada da válvula de expansão [J/kg]
rm = caudal mássico de fluido frigorigéneo [kg/s]
17
3.1.2 Calor rejeitado no lubrificante de compressores de parafuso
Reindl, Jekel, & Dettmers, 2007, realizaram um estudo onde avaliaram o aproveitamento
de calor de sistemas de refrigeração industriais que utilizam amoníaco como fluido frigorigéneo.
Nestes sistemas, a maioria dos compressores utilizados, são compressores de parafuso, que
utilizam óleo para lubrificação, accionamento e vedação do rotor do compressor, para manter a
eficiência volumétrica da máquina durante o processo de compressão.
Uma vez que o óleo é injectado directamente no compressor, a consequência do uso de
óleo nestas máquinas deve-se ao óleo absorver uma parte do "calor de compressão" do fluido
frigorigéneo que é comprimido no compressor. Como tal, o óleo ao sair do compressor, irá ter
uma temperatura igual ou próxima da temperatura de descarga de fluido frigorigéneo (que varia
entre 71 °C e 85 °C neste tipo de sistemas), sendo uma fonte de calor residual com uma
temperatura considerável para aproveitamento.
Figura 3.2 - Compressor de parafuso com permutador de calor (Ron Marshall, 2010)
Como consequência, para manter o funcionamento adequado do compressor, é
necessária a refrigeração do óleo de modo a limitar o aumento da temperatura do mesmo. O
recurso a termossifão, ou permutadores de calor para arrefecimento do óleo com recurso a água
(ou glicol), são uma solução para diminuir a temperatura dos compressores de parafuso.
Este estudo demonstrou que com recurso a permutadores de calor para aproveitamento
de calor do óleo do compressor de um sistema de grande potência frigorífica
(1474 kW ≤ Qref ≤ 3928) utilizando água (ou glicol), é possível aproveitar parte do calor do óleo
para fins de aquecimento de outros processos, reduzindo o recurso a energia primária (gás
natural ou propano).
18
Devido à realização do estudo efectuado por Reindl et al., 2007, sobre o aproveitamento
de calor em sistemas tão específicos, (a desvantagem deste tipo de aproveitamento, recai em
ser especifico para sistemas de elevada potência frigorífica que façam recurso da utilização de
compressores de parafuso), assim como os sistemas de refrigeração com compressores
alternativos ainda serem a escolha padrão para a refrigeração industrial e comercial, esta
dissertação é vocacionada para a análise e avaliação das metodologias de calor possíveis de
implementar nas fontes de calor residual, de qualquer que seja o sistema de refrigeração de
compressão de vapor, independentemente do compressor utilizado.
3.2 Metodologias de aproveitamento de calor em sistemas de
refrigeração
Este capítulo permite demonstrar três metodologias de aproveitamento de calor que
podem vir a ser implementadas na maioria dos sistemas de refrigeração já existentes, ou na
instalação de um novo sistema de refrigeração de compressão de vapor.
3.2.1 Condensador arrefecido a água
Um sistema de refrigeração com um condensador arrefecido a água, funciona de forma
mais eficiente, do que um sistema com um condensador arrefecido a ar devido à necessidade
de temperaturas de condensação inferiores. (Silva, 2005) . Embora um sistema de refrigeração
com condensador arrefecido a água ofereça esta vantagem, é necessário também um sistema
mais complexo e com mais componentes, tais como bombas, tanques de armazenamento de
água e torres de arrefecimento (figura 3.6).
A maioria dos condensadores arrefecidos a água, condensa o fluido frigorigéneo num
permutador de calor. A água a uma temperatura inferior à temperatura do fluido frigorigéneo
circula dentro do condensador removendo o calor do fluido, sendo a água posteriormente
arrefecida por uma torre de arrefecimento. A temperatura de condensação, deve ser fixada num
valor entre 5,0 °C e 8,0 °C maior que a temperatura da água que entra no condensador
(Silva, 2005).
Um condensador arrefecido a água transfere calor sensível, nas fases de
sobreaquecimento e subarrefecimento, assim como calor latente na fase de condensação. Os
perfis de temperatura na realidade não são lineares, devido às regiões em que o fluido
frigorigéneo se encontra no estado de vapor sobreaquecido e em líquido subarrefecido, como
mostrado na figura 3.3a.
19
Figura 3.3 - Distribuição de temperaturas num condensador arrefecido a água (adaptado de W. F. Stoecker & Jabardo, 2002)
Embora isto aconteça, o efeito das mudanças de temperatura no fluido frigorigéneo em
estado de vapor sobreaquecido que entra no condensador, normalmente são insignificantes
devido à relação inversa entre a diferença de temperatura e coeficiente de transferência de calor
do fluido frigorigéneo, sendo que o subarrefecimento ocupa apenas uma pequena parte da área
da superfície do condensador.
Como resultado, W. F. Stoecker & Jabardo, 2002 e ASHRAE, 2012 demonstraram que
um coeficiente de transferência de calor global médio e a diferença de temperatura média
logarítmica (calculada a partir da temperatura de condensação correspondente à pressão de
condensação e das temperaturas de entrada e saída da água), estabelecem uma precisão
razoável, na previsão do desempenho do condensador com um perfil de temperaturas mostrado
pela figura 3.3b.
Assumindo a transferência de calor entre o condensador arrefecido a água e o ambiente
envolvente desprezável, assim como as alterações de energia potencial e cinética
negligenciáveis, a transferência de calor total entre o fluido frigorigéneo e a água no
condensador, é expressa por:
( ) ( )cond r ri ro w wo wiQ m h h m h h (3.4)
onde:
condQ = transferência de calor total entre o fluido frigorigéneo e a água no condensador
[W]
rm = caudal mássico de fluido frigorigéneo [kg/s]
rih = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada do condensador [J/kg]
roh = entalpia do fluido frigorigéneo na saída do condensador [J/kg]
wm = caudal mássico de água [kg/s]
woh = entalpia da água na saída do condensador [J/kg]
wih = entalpia da água na entrada do condensador [J/kg]
20
Utilizando o método baseado na diferença média logarítmica de temperatura para
calcular o coeficiente global de transferência de calor, o balanço de calor num condensador
arrefecido a água é dado por:
cond mQ UA T (3.5)
onde:
condQ = transferência de calor entre o fluido frigorigéneo e a água no condensador [W]
U = coeficiente global de transferência de calor [W/m2·K]
A = área da superfície da troca de calor associada a U [m2]
mT = diferença média logarítmica de temperatura [K]
Uma vez que a temperatura de condensação permanece constante, a diferença média
de temperaturas é independente da circulação do fluido (equicorrente ou contracorrente) a
diferencia média logarítmica de temperatura é expressa por:
ln
wo wim
c wi
c wo
T TT
T T
T T
(3.6)
onde:
mT = diferença média logarítmica de temperatura [°C]
woT = temperatura da água na saída do condensador [°C]
wiT = temperatura da água na entrada do condensador [°C]
cT = temperatura de condensação do fluido frigorigéneo [°C]
Existem dois tipos de condensadores arrefecidos a água que são amplamente utilizados
para fins de ar condicionado e refrigeração: condensadores de duplo tubo (figura 3.4) e
condensadores de tubo e carcaça (figura 3.5). Um condensador de duplo tubo consiste em dois
tubos, um dentro do outro, em que a água é bombeada através do tubo interior, enquanto o fluido
frigorigéneo flui no espaço entre os tubos interior e exterior, numa disposição em contracorrente.
Como os condensadores de duplo tubo proporcionam uma área de condensação limitada, estes
são utilizados em sistemas de refrigeração de pequena potência frigorífica (Wang, 2000).
21
Figura 3.4 - Condensador de duplo tubo (Wang, 2000)
Nos condensadores de tubo e carcaça, o fluido frigorigéneo é condensado na carcaça
exterior, utilizando a água que circula dentro dos tubos. Este é o tipo de condensador mais
utilizado para grandes potências frigoríficas, em sistemas de refrigeração industriais e
comerciais.
Figura 3.5 - Condensador de tubo e carcaça (Wilbert F. Stoecker, 1998)
Segundo Fricke & Ridge, 2011, a maior parte das aplicações que aproveitam todo o calor
de condensação, fazem-no com recurso a condensadores arrefecidos a água. Ao aproveitar o
calor rejeitado pelo condensador do sistema de refrigeração, estas aplicações permitem a
substituição total ou parcial da torre de refrigeração. Normalmente a água quente proveniente do
condensador, é bombeada para outro permutador de calor, sendo assim o calor aproveitado por
outros processos. Após o aproveitamento de calor, a água passa pela torre de refrigeração se
necessário, como mostra na figura 3.6.
22
Figura 3.6 - Sistema de refrigeração com condensador arrefecido a água e aproveitamento de calor (Ernest Orlando Lawrence Berkeley National Laboratory, 2016)
Sendo que a temperatura da água aquecida pelo condensador arrefecido a água pode
ser estimada pela equação:
condwo wi
w pw
QT T
m c (3.7)
onde:
condQ = transferência de calor total entre o fluido frigorigéneo e a água no condensador
arrefecido a água [W]
woT = temperatura da água na saída do condensador [°C]
wiT = temperatura da água na entrada do condensador [°C]
wm = caudal mássico de água [kg/s]
pwc = calor especifico da água [J/kg·°C]
O calor assim recuperado na água do condensador pode ser utilizado directamente como
fluido de processo, ou passar por um permutador de calor para aquecimento de ar.
3.2.2 Arrefecedor de vapor
Os arrefecedores de vapor, são permutadores de calor, (normalmente de duplo tubo, ou
de tubo e carcaça), concebidos para recuperar o calor residual disponível no fluido frigorigéneo
em estado de vapor sobreaquecido. São denominados arrefecedores de vapor devido a estes
aproveitarem o calor em estado de vapor sobreaquecido, logo após a linha de descarga do
compressor, para arrefecer o fluido frigorigéneo até ao ponto de vapor saturado (figura 3.7).
23
Figura 3.7 - Representação do arrefecedor de vapor para aproveitamento de calor num sistema de refrigeração de compressão de vapor no diagrama p-H (Commercial Energy Systems, 2016)
Estes são tipicamente instalados nos sistemas de refrigeração de compressão de vapor
para recuperar entre 10 % a 25 % (Lee & Jones, 1997) do calor que normalmente seria rejeitado
através do condensador. A principal vantagem deste aproveitamento deve-se à temperatura do
fluido frigorigéneo em estado de vapor sobreaquecido, ser superior à temperatura de
condensação. A temperatura do fluido frigorigéneo na descarga do compressor pode ser superior
a 70 °C onde a temperatura de condensação é normalmente entre 40 a 45 °C (Alfa Laval, 2015).
A concepção de um arrefecedor de vapor de tubo e carcaça é semelhante ao modelo de
condensador de tubo e carcaça e de duplo tubo (Alfa Laval, 2015). A diferença recai na utilização
do arrefecedor de vapor ser exclusiva para aproveitar o calor do fluido frigorigéneo no estado de
vapor sobreaquecido para aquecer a água, enquanto que no condensador, o fluido frigorigéneo
transfere calor para a água, desde a sua fase gasosa para a fase líquida. Na utilização de um
arrefecedor de vapor, é necessário simultaneamente o condensador para dissipar o resto do
calor residual para o meio ambiente como demonstra a figura 3.8.
Figura 3.8 - Recuperação de calor com arrefecedor de vapor (Carbon Trust, 2011)
24
De modo semelhante ao modelo de condensador arrefecido a água, assumindo a
transferência de calor entre o arrefecedor de vapor e o ambiente envolvente desprezável, assim
como as alterações de energia potencial e cinética negligenciáveis, a transferência de calor total
entre o fluido frigorigéneo e a água no arrefecedor de vapor, é expressa por:
( ) ( )sob r ri ro w wo wiQ m h h m h h (3.8)
onde:
sobQ = transferência de calor total entre o fluido frigorigéneo e a água no arrefecedor de
vapor [W]
rm = caudal mássico de fluido frigorigéneo [kg/s]
rih = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada do arrefecedor de vapor [J/kg]
roh = entalpia do fluido frigorigéneo na saída do arrefecedor de vapor [J/kg]
wm = caudal mássico de água [kg/s]
woh = entalpia da água na entrada do arrefecedor de vapor [J/kg]
wih = entalpia da água na saída do arrefecedor de vapor [J/kg]
Lee & Jones, 1997 usou o método baseado na efectividade para determinar o coeficiente
global de transferência de calor de um arrefecedor de vapor, onde a taxa de rejeição de calor
num arrefecedor de vapor é determinada por:
min ( )sob ri wiQ C T T (3.9)
onde:
sobQ = transferência de calor total entre o fluido frigorigéneo e a água no arrefecedor de
vapor [W] = efectividade do arrefecedor de vapor
minC = capacidade térmica da água ou do fluido frigorigéneo (qual seja o menor) [W/°C]
riT = temperatura do fluido frigorigéneo na entrada do arrefecedor de vapor [°C]
wiT = temperatura da água na entrada do arrefecedor de vapor [°C]
Para um determinado arrefecedor de vapor, a efectividade é dada em função da
capacidade térmica da água ou do fluido frigorigéneo, assim como o Número de Unidades de
Transferência (NUT) em que:
min
UANUT
C (3.10)
onde:
NUT = Número de Unidades de Transferência
U = coeficiente global de transferência de calor [W/m2· °C]
A = área da superfície da troca de calor associada a U [m2]
minC = capacidade térmica da água ou do fluido frigorigéneo (qual seja o menor) [W/°C]
25
De uma maneira semelhante para a metodologia de aproveitamento com condensador
arrefecido a água, a temperatura de água possível de obter está dependente do calor rejeitado
disponível, caudal de água e temperatura de entrada da água como mostra a equação:
sob
wo wi
w pw
QT T
m c (3.11)
onde:
sobQ = transferência de calor total entre o fluido frigorigéneo e a água no arrefecedor de
vapor [W]
woT = temperatura da água na saída do arrefecedor de vapor [°C]
wiT = temperatura da água na entrada do arrefecedor de vapor [°C]
wm = caudal mássico de água [kg/s]
pwc = calor especifico da água [J/kg·°C]
3.2.3 Condensador arrefecido a ar
Os condensadores arrefecidos a ar utilizam o ar exterior ao sistema, para extrair o calor
latente e sensível do condensador, rejeitado pelo sistema de refrigeração. Este geralmente
consiste numa serpentina de condensação, com uma secção para subarrefecimento do fluido
frigorigéneo ligada em série e um depósito para armazenamento de líquido subarrefecido, como
mostra a figura 3.9.
Figura 3.9 - Construção típica de um condensador arrefecido a ar (Wang, 2000)
Para as mesmas condições, um condensador arrefecido a ar tem sempre uma
temperatura de condensação superior à temperatura de condensação de um condensador
arrefecido a água (Silva, 2005).
26
Em algumas circunstâncias, o calor residual do ar rejeitado por condensadores
arrefecidos a ar, pode ser utilizado directamente, onde o mesmo é canalizado para aquecimento
de espaço ambiente (integrado nas condutas de AVAC), ou usado como ar de pré-aquecimento
para caldeiras como mostrado pela figura 3.10.
Figura 3.10 - Recuperação de calor com condensador arrefecido a ar (Carbon Trust, 2011)
De modo semelhante ao modelo de condensador arrefecido a água, a transferência de
calor total entre o fluido frigorigéneo e o ar é expressa por:
( ) ( )cond r ri ro a ao aiQ m h h m h h (3.12)
onde:
condQ = transferência de calor total entre o fluido frigorigéneo e o ar no condensador [W]
rm = caudal mássico de fluido frigorigéneo [kg/s]
rih = entalpia do fluido frigorigéneo na entrada do condensador [J/kg]
roh = entalpia do fluido frigorigéneo na saída do condensador [J/kg]
am = caudal mássico de ar [kg/s]
aoh = entalpia do ar na saída do condensador [J/kg]
aih = entalpia do ar na entrada do condensador [J/kg]
27
Utilizando o método baseado na diferença média logarítmica de temperatura para
calcular o coeficiente global de transferência de calor, o balanço de calor num condensador
arrefecido a ar é dado por:
cond mQ UA T (3.13)
onde:
condQ = transferência de calor entre o fluido frigorigéneo e a ar no condensador [W]
U = coeficiente global de transferência de calor [W/m2·K]
A = área da superfície da troca de calor associada a U [m2]
mT = diferença média logarítmica de temperatura [K]
Como no modelo de condensador arrefecido a água, a temperatura de condensação
permanece constante e a diferencia média logarítmica de temperatura é dada por:
ln
ao aim
c ai
c ao
T TT
T T
T T
(3.14)
onde:
mT = diferença média logarítmica de temperatura [°C]
aoT = temperatura do ar na saída do condensador [°C]
aiT = temperatura do ar na entrada do condensador [°C]
cT = temperatura de condensação do fluido frigorigéneo [°C]
A temperatura do ar possível de obter está dependente do calor rejeitado disponível no
condensador, caudal mássico de ar e temperatura de entrada do ar como mostra a equação:
cond
ao ai
a pa
QT T
m c (3.15)
onde:
condQ = transferência de calor total entre o fluido frigorigéneo e o ar no condensador [W]
aoT = temperatura do ar na saída do condensador [°C]
aiT = temperatura do ar na entrada do condensador [°C]
am = caudal mássico de ar [kg/s]
pac = calor especifico do ar [J/kg·°C]
28
3.3 Eficiência energética
Num sistema de refrigeração implementado com uma metodologia de aproveitamento de
calor, além do efeito de refrigeração produzido pelo sistema de refrigeração, é também utilizado
para outros fins o calor residual que não teria qualquer propósito no sistema. É proposto por
Wang, 2000, Carrier, 2008, uma maneira de quantificar a eficiência combinada de um sistema
de refrigeração com aproveitamento de calor, partindo da equação que quantifica o rácio de
eficiência energética, descriminada da seguinte forma:
ref apr
total
comp
Q QEER
W
(3.16)
onde:
totalEER = eficiência combinada com aproveitamento de calor
refQ = quantidade total de calor, removida pelo fluido frigorigéneo do espaço a refrigerar
[W]
aprQ = energia aproveitada sob a forma de calor para outras aplicações [W]
compW = trabalho líquido fornecido ao fluido frigorigéneo pelo compressor [W]
A diferença do rácio de eficiência energética de um sistema de refrigeração com
aproveitamento de calor, consiste na quantificação do calor removido do evaporador, juntamente
com o calor residual do sistema de refrigeração, aproveitado pelos processos externos ao
sistema de refrigeração. Devido a isto, o sistema de refrigeração tem utilização para
arrefecimento, mas também para produção de calor, contribuindo assim para o aumento da
eficiência global e para redução do consumo de energia associado aos processos que façam
uso deste calor.
29
3.4 Aplicações
Segundo o relatório da Euroheatcool (Werner & Constantinescu, 2006), co-financiado
pela União Europeia com o objectivo de estudar a procura por calor na Europa, define que a
procura de calor industrial pode ser definida em três diferentes níveis de temperatura:
• Calor de baixa temperatura: definido como inferior a 100 °C, que corresponde ao calor
típico de exigências para aquecimento ambiente. O calor é utilizado em processos
industriais de baixa temperatura tais como lavagem, secagem e preparação de
alimentos. Algum calor também é usado para aquecimento de edifícios industriais e
águas quentes sanitárias.
• Calor de média temperatura: representado por um intervalo entre 100 °C e 400 °C,
corresponde aos processos de evaporação ou secagem. Este calor é normalmente
fornecido sob a forma de vapor.
• Calor de alta temperatura: níveis de temperatura acima de 400 °C. Este calor de alta
temperatura é necessário para o fabrico de metais, cerâmicas, vidro e etc. Estas
temperaturas podem ser atingidas com recurso à queima de combustíveis, ou indução
eléctrica.
Avaliando estas três definições, é possível verificar que o calor residual proveniente dos
sistemas de refrigeração, é considerado um calor de baixa temperatura. Devido a isto, o potencial
de aplicações para este calor é relativamente baixo, mas quando eficazmente utilizado, permite
a redução da fonte de calor convencional para a aplicação a substituir.
Embora o aproveitamento de calor na refrigeração seja uma medida com vista à melhoria
da eficiência energética pouco utilizada, existem processos industriais com potencialidades de
utilização do calor residual proveniente de sistemas de refrigeração. Tais processos englobam:
Aquecimento ou pré-aquecimento de água de limpeza
Aquecimento ou pré-aquecimento de água quente sanitária (AQS)
Aquecimento ou pré-aquecimento de líquidos de processo (água ou óleo)
Aquecimento ou pré-aquecimento de ar para sistema de AVAC
Aquecimento de ar de combustão
Processos de secagem
Aquecimento de piso radiante
Aquecimento de piscinas
Descongelamento
30
Foram identificadas nesta dissertação indústrias e edifícios que utilizam sistemas de
refrigeração com potências frigoríficas elevadas e simultaneamente processos industriais com
recurso a calor de baixa temperatura tais como:
1. Indústrias de processamento de alimentos: As indústrias de processamento de
alimentos (carne, lacticínios, bebidas, congelados, etc.) devido às grandes e
relativamente constantes cargas térmicas associadas à necessidade de manter altas
pressões de condensação, normalmente utilizam sistemas de refrigeração de grande
potência (Qref ≥ 100kW). Além disso, estas indústrias costumam usar grandes
quantidades de água quente para processamento e limpeza, existindo assim uma
oportunidade para recuperação do calor residual proveniente do sistema refrigeração,
para utilização nestes processos.
2. Espaços comerciais: Um supermercado típico necessita de 80 kW de potência
frigorífica para a conservação de alimentos congelados e 300 kW para a conservação
de alimentos frescos, enquanto um hipermercado típico a potência frigorífica pode
chegar aos 100 kW para a conservação de alimentos congelados e acima de 500 kW
para a conservação de alimentos frescos (Judith A. Evans & Foster, 2015). Alguns destes
espaços comerciais já adoptaram metodologias de aproveitamento de calor residual para
capturar o calor que é rejeitado pelos sistemas de refrigeração para aquecimento de
água quente para limpeza das cozinhas, ou para AQS. Também pode ser integrada uma
metodologia de aproveitamento com o sistema AVAC para aquecimento de espaço
ambiente na estação climática de Inverno.
3. Arenas de patinagem: A potência frigorífica de uma arena de patinagem típica para
refrigeração da pista de gelo a operar durante oito meses por ano, é de cerca de 246 kW
usando uma média de 82 kW para os compressores do sistema de refrigeração
(Nichols, 2009). O potencial de aproveitamento de calor destes sistemas é enorme
devido a quantidade de calor rejeitado pelo sistema ser geralmente superior às
necessidades energéticas do edifício (ASHRAE, 2010), conseguindo assim
possibilitando assim o aquecimento de espaço ambiente das bancadas e de AQS para
os balneários.
Estes têm assim, através da implementação de uma metodologia de aproveitamento de
calor, uma oportunidade para aumento da eficiência global do edifício e redução dos consumos
energéticos associados.
31
3.5 Casos de estudo
Neste capítulo são apresentados alguns casos de estudo de indústrias e edifícios que
implementaram metodologias de aproveitamento de calor em sistemas de refrigeração. Ao
analisar os casos de estudo, pretende-se avaliar a melhoria na eficiência energética global nas
indústrias/empresas, consequente da implementação de tais metodologias, assim como os
benefícios energéticos, económicos e ambientais.
Esta análise dos casos de estudo, tem como objectivo o desenvolvimento de um capítulo
onde se pretende avaliar os factores para o projecto de implementação de uma metodologia de
aproveitamento de calor e quais as aplicações mais adequadas da consequente implementação
num sistema de refrigeração já existente, ou novo.
3.5.1 Tegel Foods Ltd’s
A Tegel Foods Ltd’s localizada em New Plymouth, Nova Zelândia é uma empresa de
avicultura, que recupera entre 230 kW a 250 kW de calor residual do seu sistema de refrigeração.
Este calor é usado para pré-aquecer a água dos 14 °C até 35 °C (figura 3.11), reduzindo
substancialmente o uso de gás natural. O investimento de 230 000 $ permitiu uma poupança de
84 000 $/ano em gás natural (EECA Business, 2009).
Figura 3.11 - Sistema de refrigeração com aproveitamento de calor das instalações da Tegel Foods Ltd’s
32
3.5.2 Green Isle Foods
A Green Isle Foods é o maior produtor de alimentos congelados da Irlanda, fazendo parte
da Northern Foods Group PLC, está sediada em Naas, Co. Kildare num um local de 8,09 ha,
com uma área de produção de 24 000 m2. É um produtor e fornecedor de produtos congelados,
maioritariamente para o mercado da Irlanda e do Reino Unido.
A fábrica localizada em Longford, emprega cerca de 120 colaboradores, funciona
durante 24 horas por dia, 7 dias por semana. É nesta fábrica onde são produzidas as pizzas
congeladas de marca própria, por um processo de fabricação quase totalmente automatizado
onde são preparadas e confeccionas. Após confeccionadas, as pizzas são congeladas por um
processo de refrigeração antes de serem embaladas e expedidas para os espaços comerciais.
O processo de refrigeração das pizzas, é o processo com maior consumo energético da
fábrica, sendo um alvo para melhoria da eficiência energética. Para isto foi projectada uma
metodologia de aproveitamento de calor do sistema de refrigeração, com o objectivo de
aproveitar o calor residual do sistema. Em 2011 a Brian A. Flynn Ltd. (a maior empresa
especializada em refrigeração industrial e AVAC na Irlanda) implementou uma metodologia com
recurso a um arrefecedor de vapor, que aproveita o calor em estado de vapor sobreaquecido do
fluido frigorigéneo, antes deste ser condensado no condensador evaporativo. Esta metodologia
permitiu o aproveitamento de 148 kW de calor para aquecimento de 50 m3/dia de água de serviço
(dos 12 °C para os 55 °C) para utilização noutros processos, que de outra forma seria aquecida
com recurso à queima de combustíveis fosseis.
Tabela 3.1 - Comparativo energético após implementação de calor na fábrica da Green Isle Foods
Consumo de
energia térmica
[kWh/ano]
Custos associados
ao consumo de
energia térmica
[€/ano]
Emissões de CO2
associadas ao consumo
de energia térmica
[kg/ano]
Sem aproveitamento de calor 9 140 331 523 564 2 170 000
Com aproveitamento de
calor
6 860 311 442 018 1 571 000
Economia associada (%) 8 280 014 (25 %) 81 546 (16 %) 599 000 (28 %)
33
Com o projecto de implementação da metodologia de aproveitamento de calor, o EER
do sistema de refrigeração foi aumentado, a fábrica teve uma redução significativa do consumo
de energia térmica associada a outros processos, correspondente a 8 280 014 kWh/ano, 25 %
menos do consumo anterior de energia térmica sem aproveitamento de calor. Isto permitiu uma
redução em 599 000 kg/ano de CO2 libertadas para a atmosfera, com uma poupança financeira
de 81 546 € anuais, ajudando a empresa a ser mais competitiva. A implementação do projecto
teve o custo aproximando de 99 000€, com um período de retorno financeiro de apenas 1,2 anos.
3.5.3 Colisée des Bois
A arena de patinagem no gelo localizada na província do Québec, Canadá, (Colisée des
Bois), é um edifício com uma área total de 13 000 m2, com uma área de 4 140 m2 dedicada à
pista de gelo e bancadas. Conta com uma capacidade de 2 100 pessoas sentadas nas bancadas
e opera durante 9 meses por ano, 80 horas por semana. As bancadas são climatizadas a uma
temperatura de 15 °C.
A pista de gelo utiliza uma potência de refrigeração de 422 kW, com recurso a um sistema
de refrigeração de compressão de vapor de expansão directa com 4 compressores
semi-herméticos de parafuso a funcionar com o fluido frigorigéneo R22. O sistema utiliza
2 evaporadores do tipo tubo e carcaça, com recuso a uma mistura de água e metanol para
arrefecimento da pista de gelo. A rejeição do calor pelo sistema é feita utilizando
4 condensadores de tubo e carcaça, arrefecidos por uma mistura de água e etilenoglicol. A
mistura de água e etilenoglicol é posteriormente bombeada para um condensador evaporativo
no exterior do edifício, onde transfere o calor para o ar exterior.
Para melhoria da eficiência energética do edifício, a empresa LS Réfrigération,
implementou uma metodologia de aproveitamento de calor através da utilização do calor
rejeitado nos condensadores. Ao invés da mistura de água e etilenoglicol, ser bombeada
directamente para o condensador evaporativo, esta passa por um circuito com permutadores de
calor localizados nas condutas de ar do sistema de climatização das bancadas e dos balneários.
Este calor é assim transferido para o ar das condutas, com o objectivo de aquecer, ou
pré-aquecer o ar climatizado. Além desta utilização para o calor residual, foi também instalado
um permutador de calor de placas e uma bomba de calor, no circuito do condensador
evaporativo, de modo a aproveitar parte do calor para pré-aquecimento de AQS. O projecto teve
um custo inicial de 693,300 $, mas permitiu uma redução dos custos energéticos em 14 %/ano.
34
Figura 3.12 - Diagrama esquemático da metodologia de aproveitamento de calor no Colisée des Bois
35
3.6 Viabilidade do Projecto
A implementação de uma metodologia de recuperação de calor envolve a integração de
equipamento adicional associado para a recuperação de calor no sistema de refrigeração, assim
como a posterior manutenção do sistema. É necessário fazer uma avaliação financeira da
implementação do sistema de aproveitamento de calor, de modo a analisar se os custos
associados à mesma, compensam a poupança de energia consequente do aproveitamento de
calor para outros processos
Independentemente da utilização do calor residual aproveitado, alguns factores precisam
de ser considerados, antes de implementação de uma metodologia de aproveitamento de calor
num sistema de refrigeração. Este capítulo analisa os factores que precisam de ser avaliados
num projecto de um sistema de refrigeração com recuperação de calor, para que os resultantes
ganhos energéticos, justifiquem assim o investimento monetário resultante do equipamento
adicional associado.
3.6.1 Optimização do sistema de refrigeração
Antes de implementar uma metodologia de recuperação de calor num sistema de
refrigeração, deve-se garantir que o sistema está a funcionar da forma mais eficiente possível.
Isso significa verificar as condições óptimas para o funcionamento do sistema de refrigeração,
ou seja, a funcionar com a pressão de evaporação mais elevada possível e pressão de
condensação mais baixa.
Arias & Lundqvist, 2006, demonstrou que ao aumentar o trabalho de compressão com o
objectivo de aumentar a temperatura e pressão de condensação, para obter uma maior
quantidade de calor residual de ser aproveitado e simultaneamente a uma temperatura superior,
tem como consequência o aumento do consumo de electricidade do compressor. Isto diminui a
eficiência do sistema, gastando mais energia do que poupa. Sendo assim é preferível operar o
sistema de refrigeração nas suas condições mais eficientes com uma quantidade mínima de
calor rejeitado, do que operar o sistema de refrigeração de forma menos eficiente a fim de
produzir mais calor rejeitado (Fricke, 2011).
Só recentemente a disponibilidade de válvulas de expansão electrónicas, concebidas
para funcionar numa gama ampla de pressões, permitiu que a pressão de condensação possa
ser adaptada à temperatura exterior, com uma temperatura de condensação tão baixa quanto
20 °C (Judith A. Evans & Foster, 2015). A vantagem de utilização desta tecnologia (denominada
de flutuação da pressão de condensação) nestes sistemas de refrigeração, é a obtenção de
valores de EER mais elevados. Por outro lado, esta estratégia não permite a recuperação de
uma quantidade de calor e temperaturas tão elevadas. Resultados obtidos por Arias & Lundqvist,
2006, mostraram que mesmo não obtendo uma quantidade de calor e temperaturas tão elevadas,
o potencial de economia de energia é maximizado, através da utilização de um sistema com
flutuação de pressão de condensação e simultaneamente, a utilização de uma metodologia de
aproveitamento de calor.
36
3.6.2 Quantidade de calor
Teoricamente, qualquer quantidade de calor residual possível de recuperar de um
sistema de refrigeração oferece um potencial para melhoria da eficiência do sistema. Na prática,
a quantidade de calor recuperável deve ser grande o suficiente para justificar o investimento em
equipamentos de aproveitamento de calor, sobrecarga operacional adicional (por exemplo,
manutenção) ou aumento da complexidade do sistema necessária para utilizar o calor residual.
Sistemas de baixa temperatura e pouco eficientes fornecem mais calor rejeitado do que sistemas
de alta temperatura e mais eficientes. Isto excluí a utilização em sistemas de ar-condicionado
domésticos ou frigoríficos, devido à pouca quantidade de calor rejeitada. Como consequência, a
utilização de metodologias de aproveitamento de calor nos sistemas de refrigeração só é
justificável em sistemas de grande potência principalmente, industriais e comerciais, acima dos
50 kW de potência frigorífica.
3.6.3 Temperaturas
Quando o aproveitamento de calor é realizado na linha de descarga de um sistema de
refrigeração, a quantidade de calor recuperável torna-se dependente da temperatura ambiente.
A razão deve-se que, quanto maior for a temperatura ambiente, maior será a potência frigorífica
necessária associada ao sistema, assim como a pressão de condensação para elevar a
temperatura de condensação. Devido à necessidade de temperaturas superiores de
condensação no Verão, indica que mais calor pode ser recuperado no Verão, do que no Inverno
(AMPC, 2013).
Sendo assim, a temperatura de condensação é um factor importante na avaliação do
projecto, devido a ser esta a temperatura do calor disponível para aproveitamento na linha de
descarga do sistema. Esta é directamente dependente das seguintes características do sistema
de refrigeração:
Tecnologia de compressão (tipo de compressor);
Eficiência térmica do compressor;
Pressão de aspiração do compressor;
Pressão de descarga do compressor;
Fluido frigorigéneo;
Temperatura ambiente;
Eficiência isentrópica do compressor;
37
3.6.4 Disponibilidade do calor residual
Uma limitação à recuperação do calor residual dos sistemas de refrigeração, deve-se ao
facto do calor residual só estar disponível quando o sistema de refrigeração está em operação.
Por consequência é desejável que a disponibilidade de calor residual do sistema de refrigeração
seja coincidente com a procura para utilização noutros processos. Nos casos em que o
funcionamento do sistema de refrigeração seja incompatível com a procura de calor para
utilização noutros processos, é necessário equipamento para acumular o calor residual, ou uma
fonte alternativa de fornecimento de calor (Reindl et al., 2007).
3.6.5 Risco de contaminação
É também importante identificar e reduzir, dentro do possível, qualquer penalização ou
risco operacional associado à presença de equipamento de aproveitamento de calor. No caso
da utilização de uma metodologia de aproveitamento de calor, com recurso a troca de calor
directa entre o fluido frigorigéneo e água potável num permutador de calor, existem certos riscos
associados: por exemplo, a incursão de água directamente para o sistema de refrigeração devido
à ruptura num permutador de calor. A água potável, deve ser de qualidade suficiente para ser
consumida por seres humanos, mesmo se não usada com essa intenção. Como resultado, esta
água tem de ser protegida contra a contaminação a partir de fontes potencialmente prejudiciais.
Para minimizar a possibilidade de contaminação dos fluidos potáveis por uma ruptura num
permutador de calor para aproveitamento de calor, é necessária uma parede dupla de superfície
de transferência de calor entre o fluido a aquecer e o fluido frigorigéneo. Qualquer fuga de fluido
frigorigéneo primário para o espaço entre as paredes interior e exterior é ventilado para a
atmosfera (Carrier, 2008). Tornou-se assim padrão e exigido por lei, que as unidades de
recuperação de calor com objectivo de aquecimento de fluidos potáveis, sejam permutadores de
calor com parede dupla ventilada.
3.6.6 Tipo de aplicação
É necessário avaliar também, a aplicação para o calor aproveitado. Por exemplo, a
aplicação do calor residual para pré-aquecimento de ar de ventilação é, mais rentável em climas
frios do que em climas quentes. Em climas mais quentes, onde o requisito para pré-aquecimento
do ar de ventilação é mais baixo, pode ser mais vantajoso usar o calor residual do sistema de
refrigeração para fins de aquecimento de água de processo (Fricke, 2011). A aplicação para o
calor rejeitado determina qual a fonte de calor rejeitado a utilizar. Por exemplo, um sistema de
AQS típico para um grande supermercado ou loja de retalho, pode necessitar de uma
temperatura de circulação de água tão elevada quanto 60 °C. Segundo Fricke & Ridge, 2011, a
esta temperatura, apenas a recuperação de calor rejeitado na fase de calor sobreaquecido pode
ser eficazmente aplicado, permitindo que os métodos convencionais adicionais de aquecimento
de AQS, caso sejam necessários, atinjam a temperatura desejada da água.
39
4 Projecto de implementação de uma metodologia de
aproveitamento de calor num sistema de refrigeração
4.1 Análise de supermercados
Na Europa, as lojas dedicadas ao comércio de produtos variam entre 500 m2 a 3 000 m2
de área (V. D. Baxter, 2003). O consumo de energia nos espaços comercias é normalmente
especificado em kWh/m2·ano de área vendas e pode ser definida como a intensidade energética
de um supermercado (Tassou, Ge, Hadawey, & Marriott, 2011).
O consumo de energia dos espaços comerciais vai depender do formato da loja,
variedade de produtos, a actividade comercial, assim como o equipamento utilizado para a
preparação, preservação e exibição de alimentos na loja. O consumo de energia eléctrica pode
variar amplamente entre 700 kWh/m2·ano de área de vendas em hipermercados, a
2 000 kWh/m2·ano de área de vendas em lojas de conveniência (Tassou et al., 2011). As
potências dos equipamentos das lojas variam de 30 kW a 60 kW para pequenas lojas, para mais
de 400 kW para as lojas maiores. Da mesma forma, o uso anual de energia varia entre
100 000 kWh/ano para as lojas menores e 1,5 milhões kWh/ano, ou mais, para as lojas maiores
(V. D. Baxter, 2003).
No caso dos supermercados ou das lojas de comércio de alimentos frescos, o recurso a
sistemas de refrigeração, corresponde ao melhor e mais saudável método, de conservar
alimentos frescos e congelados por longos períodos de tempo e em diferentes zonas climáticas.
A refrigeração de produtos frescos e congelados pode ser responsável por um consumo de
energia superior a 50 % de uma loja que venda maioritariamente alimentos, sendo o restante
consumo destinado para climatização de espaço ambiente, iluminação e aquecimento de AQS
como no caso dos supermercados (figura 4.1).
Figura 4.1 - Consumo médio de energia eléctrica por tipo de uso nos supermercados dos Estados Unidos (E-Source, 2010)
40
Num supermercado existem diversos sistemas de refrigeração, que vão desde as
unidades de refrigeração individuais (pequenas máquinas de venda “plug in”), até aos grandes
sistemas de refrigeração centrais para múltiplos armários frigoríficos com condensação remota.
Os grandes supermercados utilizam predominantemente sistemas de refrigeração centrais,
devido a serem mais eficientes (cerca de 20 %), do que utilizar uma unidade de refrigeração
individual para cada armário frigorífico (Judith A. Evans & Foster, 2015). Estes sistemas centrais
de refrigeração com condensação remota permitem manter os produtos refrigerados ou
congelados, em vários armários frigoríficos de exposição, ou em múltiplas arcas frigorificas de
armazenamento.
Devido à grande potência frigorífica necessária para refrigeração nos sistemas centrais
com condensação remota (50 kW até 1500 kW), cerca de 60 % a 70 % da energia eléctrica de
todo o edifício é dedicada ao sistema de refrigeração. Este tipo de edifícios tem obrigatoriamente
um elevado consumo de energia tornando-os nos edifícios comerciais que mais energia
consumem. Sendo assim são este tipo de sistemas, que vão de encontro aos objectivos de
construção de um modelo de análise nesta dissertação, devido à grande quantidade de energia
rejeitada pelo sistema de refrigeração, para o ar ambiente durante todo o ano sem qualquer tipo
de aproveitamento.
A utilização destes sistemas de refrigeração num supermercado permite uma
disponibilidade permanente deste calor residual, visto que os equipamentos de refrigeração têm
que estar constantemente ligados para a refrigeração dos produtos, onde apenas são
interrompidos para pequenas intervenções técnicas. Com isto existe assim uma rejeição de calor
praticamente contínua e um potencial de disponibilidade de calor para aproveitamento de calor
contínuo também.
Um factor também importante na escolha deste tipo de edifício para analisar o potencial
de utilização de uma metodologia de aproveitamento de calor, consiste na proximidade do
sistema de refrigeração, com as possíveis utilizações do calor recuperado. Um supermercado
necessita de uma fonte de energia para aquecimento do espaço interior, AQS e em alguns casos
para cozinhar, onde o gás é normalmente a fonte de energia convencional utilizada. O calor
recuperado do sistema de refrigeração pode ser usado para aquecer a loja (climatização),
aquecer a água nas operações diárias (AQS), assim como outros processos, sem que seja
necessário grandes infra-estruturas para transporte do calor aproveitado, que levaria a um
investimento mais elevado e maiores percas térmicas.
A grande potência frigorífica destes sistemas necessária para refrigeração e as
limitações monetárias para investigação prática de um modelo como o apresentado nesta
dissertação, leva à consequente modelação do sistema de refrigeração através de simulação.
Após simulação do sistema, é realizado um projecto de implementação de uma metodologia de
aproveitamento de calor residual do sistema de refrigeração, para ir de encontro ao aumento de
eficiência global e posterior análise energética.
41
4.1.1 Armários frigoríficos de exposição
Um supermercado tem diversos armários frigoríficos para conservar os produtos
alimentares deterioráveis com a temperatura e a simultânea comercialização ao público. Na
Europa, os armários frigoríficos são regulamentados e classificados segundo a norma EN ISO
23953, onde esta norma regulamenta e caracteriza a utilização dos armários frigoríficos segundo
o tipo de armário frigorífico, a classificação climática do ambiente envolvente e as condições de
temperatura do conteúdo do armário.
Segundo European Commission DG TREN, 2007, os equipamentos de refrigeração
comerciais existem para dois tipos de aplicações: aplicação de média temperatura, que é
utilizada para conservação de alimentos frescos entre 1 °C e 4 °C; e a aplicação de baixa
temperatura, que é utilizada para a conservação de alimentos congelados entre -18 °C e -25 °C.
Num supermercado típico, a maioria dos armários frigoríficos de exposição (cerca de
50 %), são armários frigoríficos de exposição verticais abertos multi-prateleiras, para
conservação de alimentos frescos como demostrado pela figura 4.2
Figura 4.2 - Distribuição percentual dos armários frigoríficos de exposição num supermercado típico (Judith A. Evans & Foster, 2015)
Nos armários frigoríficos de exposição verticais abertos, são utilizados evaporadores
para arrefecimento de ar, onde o ar é arrefecido directamente pela superfície exterior do
evaporador. Este ar é depois distribuído de modo a arrefecer os produtos contidos nos armários
frigoríficos como mostrado pela figura 4.3
42
Tabela 4.1 - Características de um armário frigorífico típico de exposição aberto vertical (European
Commission DG TREN, 2007)
Nº de prateleiras 4
Comprimento [m] 3,75
Altura [m] 2,0
Área exposição
[m2] 6
Válvula de
Expansão
Válvula de expansão
termostática
Evaporador Evaporador para
arrefecimento de ar
Figura 4.3 - Distribuição de ar de um armário frigorífico típico de exposição aberto vertical (adaptado de ADEME,
2001)
A potência frigorífica num armário frigorífico de exposição, é dependente da carga
associada aos produtos no interior do equipamento, dos componentes no interior do próprio
equipamento (por exemplo, motores dos ventiladores, ou iluminação), assim como do ambiente
exterior circundante. A potência frigorífica necessária para a conservação de determinados
produtos num armário frigorífico, conta com uma componente de calor latente e sensível,
podendo ser determinada por:
inf, inf,[ + ] [ ]arm cond rad s I V D RP sensivel l HP latenteQ Q Q Q Q Q Q Q Q Q (4.1)
onde:
armQ = potência frigorífica necessária para a conservação de produtos no interior de um
armário frigorífico [W]
condQ = carga térmica por condução pelas paredes do armário frigorífico [W]
radQ = carga térmica por radiação transmitida ao armário frigorífico [W]
inf,sQ = carga térmica devido à infiltração de ar exterior no interior do armário frigorífico
(calor sensível) [W]
IQ = carga térmica devido à iluminação do armário frigorífico de exposição [W]
VQ = carga térmica devido aos ventiladores dos evaporadores do armário frigorífico
[W]
DQ = carga térmica devido ao descongelamento dos evaporadores do armário
frigorífico [W]
RPQ = carga térmica devido ao reabastecimento de produtos no armário frigorífico [W]
inf,lQ = carga térmica devido à infiltração de ar exterior no interior do armário frigorífico
(calor latente) [W]
HPQ = carga térmica devido à libertação de humidade dos produtos [W]
43
Para um armário frigorífico de exposição vertical aberto típico, com as características da
tabela 4.1, a carga térmica devido à infiltração de ar externo representa cerca de 60 % a 80 %
da carga de refrigeração total, muito devido à grande área aberta à frente. Para um armário
frigorífico de exposição horizontal aberto típico, o valor da carga térmica devido à infiltração
representa cerca de 30 % da carga de refrigeração total. Quanto mais elevada for a temperatura
ambiente, maior será a carga térmica e mais elevado será o consumo de energia pelo sistema
de refrigeração (European Commission DG TREN, 2007).
Figura 4.4 - Transferências térmicas num armário frigorífico de exposição (Judith A. Evans & Foster, 2015)
Testes de laboratório avaliaram que ao colocar uma porta de vidro num armário frigorífico
de exposição vertical aberto de cinco prateleiras, poderia reduzir a potência frigorífica em 68 %.
Embora isto aconteça, para evitar colocar um obstáculo entre o cliente e os produtos a exibir, os
armários frigoríficos abertos são ainda os mais populares e utilizados pelos supermercados em
toda a europa (European Commission DG TREN, 2007).
4.1.2 Sistema de refrigeração
Royal, 2010 descreve que o sistema de refrigeração mais tradicional e utilizado para
refrigeração de múltiplos armários frigoríficos num supermercado, é o sistema multiplex de
expansão directa com condensação remota, com uma válvula de expansão na linha de líquido
para medir a quantidade de fluido frigorigéneo que entra em cada evaporador e uma válvula
reguladora de pressão na linha de aspiração, ajustada para controlar a temperatura do ar nos
evaporadores dos armários frigoríficos.
44
Figura 4.5 - Diagrama esquemático de um sistema de refrigeração para múltiplos armários frigoríficos de um supermercado (multiplex) (V. D. Baxter, 2003)
Neste tipo de sistema o compressor, ou conjunto de compressores em paralelo
(denominado do inglês, rack) encontra-se no interior de uma sala das máquinas. Geralmente um
rack de compressores (figura 4.6) contém toda a tubulação necessária, válvulas de controlo e
instalação eléctrica necessária para operar e controlar os compressores para refrigeração dos
armários frigoríficos de exposição, ou arcas frigoríficas servidos por este rack em específico
(Walker, 2001).
Ao utilizar um conjunto de compressores em paralelo, existe a vantagem de controlar a
potência frigorífica nos armários conforme a carga imposta pelos mesmos, visto que se podem
ligar ou desligar individualmente. Um rack de compressores funciona com todos os compressores
à mesma pressão de aspiração e de descarga, encontrando-se ligados a um colector de
aspiração que recebe o fluido frigorigéneo dos evaporadores dos armários frigoríficos e um
colector de descarga para encaminhamento do fluido frigorigéneo para o condensador. O
funcionamento dos compressores é normalmente controlado com recurso ao uso de uma
estratégia de controlo de pressão de aspiração, na qual a pressão de aspiração do compressor
é definida entre dois set-points de pressão (uma pressão máxima e uma pressão mínima),
permitindo assim que os compressores liguem e desliguem (Walker, 2001).
45
Figura 4.6 - Rack de compressores para um sistema de refrigeração de expansão directa de múltiplos
armários frigoríficos (Little, 1996)
Normalmente são utilizados racks de compressores separados para cada aplicação
(média ou baixa temperatura). A maioria dos grandes supermercados tem um rack de
compressores para servir os armários frigoríficos de exposição de alimentos frescos (média
temperatura) e um ou dois racks de compressores para servir os armários frigoríficos para
alimentos congelados (baixa temperatura) como mostra a figura 4.7.
Figura 4.7 - Supermercado com sistemas de refrigeração de média e baixa temperatura (Arias, 2005)
A rejeição de calor é normalmente feita com recurso a condensadores arrefecidos a ar
(devido a serem os que tem custos de instalação e manutenção inferiores, assim como uma boa
fiabilidade mesmo em condições diferentes às de projecto), tipicamente localizados no terraço
do edifício do supermercado (V. Baxter, 2002).
Este tipo de sistemas necessitam de longas tubagens para ligar os compressores aos
armários frigoríficos e aos condensadores (Arias, 2005), como demonstrado pelo circuito da
figura 4.8.
46
Figura 4.8 - Circuito do fluido frigorigéneo no edifício de um supermercado (Klemick, Kopits, & Wolverton, 2015)
A temperatura de condensação dos sistemas de refrigeração dos supermercados, varia
entre 35 °C em climas frios e 50 °C em climas quentes. Na maioria dos sistemas, é mantida a
temperatura de condensação praticamente constante, independentemente do fluido frigorigéneo
utilizado no sistema e das condições ambientais exteriores (Judith A. Evans & Foster, 2015).
As válvulas de expansão termostáticas são os dispositivos de expansão mais utilizados
em sistemas de refrigeração de expansão directa. Nestes sistemas, a válvula de expansão
encontra-se na linha do líquido e regula o fluido frigorigéneo que é fornecido ao evaporador, onde
este flui através dos tubos da serpentina do evaporador sendo completamente evaporado e
sobreaquecido até um certo nível de temperatura (Wang, 2000).
Figura 4.9 - Válvula de expansão termostática num evaporador de expansão directa (Wang, 2000)
O fluido frigorigéneo dominante em sistemas de refrigeração comerciais na Europa é o
R404A, sendo este uma mistura de HFC (HFC-125 (44%), HFC-143a (52%), HFC-134a (4%)),
não-tóxico, incolor e inodoro. Pode ser utilizado em aplicações de média e baixa temperatura,
não danificando a camada de ozono em caso de fuga. A única desvantagem da utilização deste
fluido frigorigéneo está ligada com o potencial de aquecimento global, devido ao facto de poder
haver descargas em grande quantidade para atmosfera e estas contribuírem para o efeito de
estufa.
47
4.2 Simulação do sistema de refrigeração
Tomando em consideração a informação analisada, para estudo de um projecto de
implementação de uma metodologia de aproveitamento de calor num sistema de refrigeração,
será simulado um sistema construído num modelo baseado nos padrões de referência de
utilização típicos dos supermercados, com recurso ao software CoolPack. Para efeito de dados
climáticos, a localização foi definida no concelho de Lisboa.
O CoolPack é um software que engloba vários programas de simulação para sistemas
de refrigeração. Estes programas permitem a análise de ciclos frigoríficos, optimização e
dimensionamento de componentes para o projecto de sistemas de refrigeração. É um software
gratuito, que foi desenvolvido em 1999 pelo Departamento de Engenharia Mecânica da
Universidade Técnica da Dinamarca, contando com a sua última versão lançada em 2012, a
mesma utilizada para simulação do modelo desta dissertação.
Para a construção deste modelo, foi considerado um supermercado onde é necessário um sistema de refrigeração central, dedicado à conservação de lacticínios num conjunto de 12
armários frigoríficos de exposição vertical abertos, que funcionam com um sistema de
refrigeração de expansão directa com condensador remoto arrefecido a ar, a funcionar 24 horas
por dia.
Figura 4.10 - Armário frigorífico de exposição vertical Hussmann D5NX-E (Hussmann, 2013)
Para selecção do conjunto dos armários frigoríficos, foi escolhido o modelo D5NX-E do
fabricante Hussmann (figura 4.10), com as características da tabela 4.2. A carga frigorífica
associada à utilização de lacticínios é definida pelo fabricante como a potência frigorífica por
metro linear de comprimento do armário frigorífico (W/m), num espaço onde os armários se
encontrem a uma temperatura não superior a 24 °C e 55 % de humidade relativa. Esta já engloba
todas as cargas térmicas a que o armário está submetido, sendo que o conjunto dos 12 armários
frigoríficos conta com uma potência frigorífica nominal correspondente a 67,88 kW.
48
Tabela 4.2 - Características do armário frigorífico de exposição vertical Hussmann D5NX-E
Nº de prateleiras 4
Comprimento [mm] 3 670
Altura [mm] 2 077
Largura [mm] 940
Área exposição por metro linear de
comprimento do armário [m2/m] 1,292
Carga frigorífica associada aos
produtos (lacticínios) [W/m] 1 541
Temperatura dos evaporadores [°C] -4,5
Temperatura do ar circundante [°C] 0
Neste conjunto de armários frigoríficos, cada armário conta com um evaporador
individual, sendo a temperatura de evaporação é igual em todos os armários. Para este modelo
os armários frigoríficos foram orientados na planta do espaço comercial segundo figura 4.11 e
os evaporadores ligados a um único rack de compressores, com um colector de aspiração
comum.
3 6
70
9403 000
3 000
11
01
0
Figura 4.11 - Disposição dos armários frigoríficos de exposição [mm]
49
Para definir a temperatura de condensação foi considerada a metodologia de Wang,
2000 para condensadores arrefecidos a ar, onde é sugerido que num sistema de refrigeração
com uma temperatura de evaporação em torno dos -7 °C, a temperatura de condensação típica
deve ser 8 °C superior à temperatura de projecto (temperatura externa de Verão de bolbo seco).
O Decreto-Lei 80/2006, de 4 de Abril, Regulamento das Características de Comportamento
Térmico dos Edifícios (RCCTE), estabelece uma temperatura de projecto externa de Verão para
o concelho de Lisboa de 32 °C.
Com esta análise, a síntese das condições de projecto do sistema de refrigeração
a simular são:
1. Sistema de refrigeração de expansão directa com condensador remoto arrefecido a ar;
2. Conjunto de 12 armários frigoríficos de exposição vertical abertos, para aplicação de
média temperatura, localizados num ambiente de temperatura controlada a 24 °C e 55 %
humidade relativa;
3. Utilização dos armários frigoríficos para conservação de lacticínios, com uma potência
frigorífica nominal combinada de 67,88 kW;
4. Temperatura dos evaporadores com set-point para uma temperatura de -4,5 °C;
5. Temperatura do condensador fixa de 40,0 °C;
6. Fluido frigorigéneo utilizado, R404A;
Tomando em conta as seguintes considerações:
1. Sistema funciona em regime permanente nas condições de projecto;
2. Utilização de um compressor alternativo com a eficiência isentrópica e volumétrica média
dos compressores alternativos disponíveis no mercado;
3. Grau de sobreaquecimento do fluido frigorigéneo à saída do evaporador é fixo;
4. Grau de subarrefecimento do fluido frigorigéneo à saída do condensador é fixo
5. O processo ocorrido na válvula de expansão termostática é isentálpico;
6. Perdas de carga na tubagem de aspiração e de descarga são desprezáveis;
7. Quedas de pressão no condensador e evaporador são desprezáveis;
Após inserção das especificações do ciclo do sistema de refrigeração e características
do compressor no software (figura 4.12), foram obtidos os pontos de estado do sistema descritos
na tabela 4.3, de modo a representar o ciclo frigorífico no diagrama p-H, do fluido frigorigéneo
R404A da figura 4.13.
50
Figura 4.12 - Inserção das especificações do sistema de refrigeração e características do compressor no software CoolPack
Tabela 4.3 - Pontos de estado do sistema de refrigeração
Ponto Descrição Temperatura [°C] Pressão [bar] Entalpia [kJ/kg]
1 Aspiração do compressor -1,5 5,22 218,8
2 Descarga do compressor 55,4 18,17 253,6
3 Condensação 40,0 18,17 233,9
4 Antes válvula de expansão 39,6 18,17 112,4
5 Após válvula de expansão -4,8 5,22 112,4
51
Figura 4.13 - Representação do ciclo frigorífico do sistema no diagrama p-H do fluido frigorigéneo R404A
Nos resultados da simulação foi possível obter também as condições do sistema de
refrigeração tais como, a pressão de condensação, o caudal mássico no sistema, a carga do
condensador, assim como a pressão de evaporação (tabela 4.4).
Tabela 4.4 - Condições de operação do sistema de refrigeração
Pressão de condensação [bar] 18,17
Caudal mássico na linha [kg/s] 0,638
Calor rejeitado no condensador [kW] 90,09
Pressão de evaporação: [bar] 5,22
Foi definido 3,0 K de sobreaquecimento útil, pela válvula de expansão termostática de
modo a evitar o slugging do compressor, isto é, garantir que apenas fluido frigorigéneo no estado
de vapor sobreaquecido, é aspirado pelo compressor. Sendo assim o fluido frigorigéneo sai dos
evaporadores a uma temperatura de -1,5 °C e pressão de 5,22 bar. Devido a não haver percas
de calor pelas tubagens o fluido frigorigéneo retorna ao colector de aspiração do compressor
com a temperatura e pressão de saída do evaporador.
52
Posteriormente, o compressor eleva a pressão do fluido frigorigéneo até 18,17 bar, com
uma temperatura de descarga de 55,4 °C, rejeitando o calor no condensador arrefecido a ar com
uma temperatura de condensação de 40,0 °C. O calor residual é dissipado pelo condensador
através do ar exterior ao supermercado, até o fluido frigorigéneo atingir o estado de líquido
saturado.
A válvula de expansão termostática expande o fluído frigorigéneo até à temperatura de
-4,8 °C, onde este entra nos evaporadores dos armários frigoríficos, absorvendo o calor dos
produtos expostos nos mesmos e retornando assim ao compressor em estado de vapor
sobreaquecido.
Compressor
W = 24,66 kW
m = 0,638 kg/s
Condensador
T = 40,0 ˚C
Q = 90,09 kW
Válvula de
expansão
Evaporadores
T = -4,5 ˚C
Q = 67,88 kW
1 2
34
Linha de descarga
Linha de líquido
Linha de aspiração
Figura 4.14 - Diagrama simplificado do sistema de refrigeração
Para dimensionamento do compressor, foi seleccionado um compressor com
características típicas para aplicações de sistemas de refrigeração centralizados de expansão
directa (compressor alternativo semi-hermético), com uma eficiência isentrópica média dos
compressores alternativos no mercado, para as condições nominais de refrigeração dos 12
armários frigoríficos (potência frigorífica nominal de 67,88 kW e pressão de aspiração equivalente
a 5,22 bar). Como resultado, o compressor utilizado tem uma potência eléctrica de 24,66 kW
para operar o ciclo de refrigeração com um EER de 2,75 (tabela 4.5).
Tabela 4.5 - Características do compressor utilizado no sistema de refrigeração
Compressor Eficiência
isentrópica [%]
Eficiência
volumétrica [%]
Perdas por
calor [%]
Potência
[kW] EER
Compressor
alternativo 65 80 10 24,66 2,75
53
4.3 Integração com aproveitamento de calor
Para análise deste modelo, foram identificadas as fontes de calor residual do sistema,
tomando em consideração os resultados da tabela 4.6, obtidos através da simulação do sistema
de refrigeração modelado do capítulo 4.2.
Tabela 4.6 - Potências e temperaturas disponíveis no calor residual da linha de descarga do sistema de refrigeração simulado (Tcond = 40 °C)
Calor rejeitado
no condensador
[kW]
Calor disponível no
fluido frigorigéneo em
estado de vapor
sobreaquecido [kW]
Temperatura de
descarga do
compressor [°C]
Temperatura de
condensação
[°C]
EER
90,09 12,60 55,4 40,0 2,75
O calor rejeitado no condensador, engloba todo o calor de rejeitado (latente + sensível)
para o meio ambiente pelo condensador, necessário para a condensação do fluido frigorigéneo.
A componente de calor sensível (calor disponível no fluido frigorigéneo em estado de vapor
sobreaquecido) corresponde a apenas 14,0 %, relativamente ao calor total rejeitado no
condensador. Embora esta parcela seja pequena, é a que permite uma temperatura de
aproveitamento de calor, a uma temperatura superior à temperatura de condensação como
possível observar pela figura 4.15.
0
10
20
30
40
50
60
Tem
per
atu
ra [
°C]
Posição ao longo do condensador
Figura 4.15 - Perfil de temperatura ao longo do condensador do sistema simulado
Como revisto anteriormente, um supermercado necessita de uma fonte de calor para
aquecimento de espaço ambiente e aquecimento de AQS. Visto que neste modelo, o
supermercado localiza-se em Lisboa, Portugal, este distrito do país conta com um clima
relativamente ameno ao longo do ano. Devido a este facto, o aproveitamento de calor para a
climatização de espaço ambiente, só seria utilizado na estação climática de Inverno, enquanto
que no caso das AQS, estas apresentam uma procura durante o ano inteiro.
54
Embora não haja dados específicos dos consumos de AQS de um supermercado,
(depende de vários factores como dimensão, instalações, equipamento, nº de funcionários etc.),
um sistema típico de água quente de um grande supermercado, pode ser um circuito de
recirculação com tanques de armazenamento com uma capacidade máxima de 20 m3 e com
sistemas de aquecimento que permitem um aumento da temperatura de 55 °C da água fria
(Royal, 2010).
Segundo o Diário da Républica, 2006, Decreto-Lei 80/2006, de 4 de Abril, Regulamento
das Características de Comportamento Térmico dos Edifícios (RCCTE), é considerado que
“águas quentes sanitárias (AQS) é a água potável a temperatura superior a 35 °C utilizada para
banhos, limpezas, cozinha e outros fins específicos, preparada em dispositivo próprio, com
recurso a formas de energia convencionais ou renováveis”.
O principal requisito para este tipo de águas consiste na existência de uma temperatura
quente o suficiente para evitar o desenvolvimento da bateria Legionella. O Legionellae Control in
Healthcare Facilities define que a temperatura óptima para o crescimento destas bactérias
encontra-se entre os 20 °C e os 45 °C, sendo que quase todas as bactérias morrem com
temperaturas superiores a 54 °C e quanto maior a temperatura, mais rapidamente as bactérias
morrem. Um método comum de controlo destas bactérias é manter a temperatura do sistema de
água quente para uso doméstico acima de 54 °C, com uma temperatura do sistema de
distribuição de 60 °C e uma temperatura de água quente de retorno de pelo menos 51 °C, como
definido pela norma EN 15316-3-1:2006.
Sendo que o calor residual disponível para recuperação encontra-se a uma temperatura
inferior a 60 °C, qualquer que seja a metodologia seleccionada para aquecimento de água, esta
água tem que ser utilizada como água pré-aquecida, onde pode ser armazenada num
reservatório e posteriormente aquecida pelos métodos convencionais de aquecimento de AQS
do edifício.
Devido a esta necessidade de temperaturas mais elevadas, para avaliar o potencial de
aproveitamento de calor será implementada uma metodologia de aproveitamento através da
recuperação do calor rejeitado pelo fluido frigorigéneo em estado de vapor sobreaquecido, para
aquecimento de AQS. O restante calor de condensação a uma temperatura inferior também é
significativo e tem potencialidades para aquecimento de espaço ambiente, mas teria de ser
integrado com um sistema de AVAC a funcionar apenas durante o Inverno.
Para aplicação deste projecto de implementação de uma metodologia de aproveitamento
de calor, será integrado um arrefecedor de vapor no circuito do sistema de refrigeração, onde
este é colocado entre a saída do compressor e a entrada do condensador. A água de
abastecimento da rede é aquecida com o calor rejeitado pelo fluido frigorigéneo no estado de
vapor sobreaquecido, servindo de água pré-aquecida para posterior utilização e redução do
recurso a sistemas convencionais de aquecimento de AQS.
55
A vantagem de utilização de um arrefecedor de vapor recaí na possibilidade de ser
instalado num sistema de refrigeração já existente, com recurso a pouco equipamento. Como
visto no capítulo 3.2, ao aplicar a metodologia de aproveitamento de calor com um condensador
arrefecido a água, para aquecimento de água de processo, seria necessário um sistema mais
complexo e com mais componentes. Isto levaria a um investimento inicial superior, com a
desvantagem da temperatura de obtenção da água, ser inferior à temperatura da água possível
de obter com recurso a um arrefecedor de vapor.
Ao integrar um arrefecedor de vapor no sistema de refrigeração, é esperada uma
redução dos consumos energéticos associados aos métodos convencionais de aquecimento de
AQS, assim como um aumento da eficiência global do sistema devido à utilização de água pré-
aquecida pelo arrefecedor de vapor.
Para selecção do arrefecedor de vapor, foi tomado em consideração um permutador do
tipo duplo tubo ventilado em cobre, com fluxo em contracorrente. Este permutador é adequado
para soluções de água potável devido ao possível risco de contaminação entre o fluido
frigorigéneo e a água, em caso de ruptura aquando da permutação de calor.
Figura 4.16 - Arrefecedor de vapor de duplo tubo ventilado DC20 (Doucette Industries Inc, 2015)
A empresa Doucette Industries, Inc, comercializa permutadores adequados a este tipo
de soluções. Para este sistema foi escolhido o modelo DC20 com as características da tabela
4.7, em que o fluido frigorigéneo circula no tubo exterior e a água no tubo interior. Neste modelo
é considerado que o permutador do calor é bem isolado e não transfere calor para o ambiente
envolvente, sendo que todo o calor do fluído frigorigéneo em estado de vapor sobreaquecido é
aproveitado e transferido para aquecimento da água.
56
Tabela 4.7 - Características do permutador de calor DC20
Tipo de permutador de calor Permutador de duplo tubo ventilado em cobre, fluxo em
contracorrente, para uso de água potável
Pressões máximas de operação
[bar]
44,8 (tubo exterior, fluxo de fluido frigorigéneo)
10,3 (tubo interior, fluxo de água)
O fluido frigorigéneo em estado de vapor sobreaquecido, circula pelo arrefecedor de
vapor, transferindo calor para a água de abastecimento da rede, aquecendo-a até uma
temperatura máxima determinada pela temperatura de descarga do fluido frigorigéneo. O
restante calor do fluído frigorigéneo é transferido para o condensador.
Um sensor de temperatura na tubagem de saída de água proveniente do arrefecedor de
vapor, envia um sinal para um controlador, que este por sua vez regula o caudal da água da rede
com um variador de velocidade integrado numa bomba. Assim, mesmo que a temperatura da
água da rede varie ligeiramente na entrada do arrefecedor de vapor, a temperatura de saída da
água é sempre constante através da regulação do caudal imposto pela bomba. Neste modelo é
assumido que as variações de caudal são pequenas, garantido que apenas parte do calor no
estado de vapor sobreaquecido é transferido para a água.
Um sensor de nível ligado também ao controlador, envia um sinal caso o tanque de água
pré-aquecida fique cheio e o controlador interrompe o funcionamento da bomba. O sistema de
refrigeração pode ter na linha de descarga uma válvula de 3 vias, onde o fluido frigorigéneo
rejeita a energia para o meio ambiente directamente no condensador, isolando assim o
arrefecedor de vapor caso necessite de intervenções técnicas.
Compressor
W = 24,66 kW
m = 0,638 kg/s
Condensador
T = 40,0 ˚C
Q = 77,49 kW
Válvula de
expansão
Evaporadores
T = -4,5 ˚C
Q = 67,88 kW
1 2
34
Tanque de água
pré-aquecida
Arrefecedor de vapor
Q = 12,60 kW
Linha de descarga
Rede de água fria
Aquecimento
convencional
para AQS
Rede de AQS
T = 60 ºC
Linha de líquido
Linha de aspiração
Bomba
C
Sensor de temperatura
Sensor de nível
Figura 4.17 - Diagrama esquemático dos processos do sistema de aquecimento de AQS integrados com o sistema de refrigeração com aproveitamento de calor
57
4.3.1 Análise energética
Para realizar a análise energética foi considerado que não existem perdas de calor para
o exterior e que os fluidos são caracterizados por um calor específico constante. Neste caso,
verifica-se que todo o calor no estado de vapor sobreaquecido é transferido para a água com
recurso ao arrefecedor de vapor, sendo utilizado os balanços térmicos e o método baseado na
efectividade para determinar o coeficiente global de transferência de calor. Foi considerada uma
temperatura de saída da água a 50 °C e determinada a gama de caudais a utilizar neste modelo.
Devido a pequenas variações da temperatura da água de abastecimento da rede ao
longo do ano, o caudal imposto pela bomba de água, tem que variar para manter uma
temperatura constante de saída da água no permutador. Como consequência, a quantidade de
água aquecida a uma determinada temperatura de saída, é função da temperatura de entrada
da água de abastecimento da rede ao longo do ano. Para determinar a quantidade de água
possível de aproveitar e a gama de caudais que a bomba tem que impor no arrefecedor de vapor,
foi definido o perfil de temperaturas da água da rede ao longo do ano segundo os dados do
software SolTerm5 e compilados no gráfico da figura 4.18. A gama de caudais para obtenção da
temperatura constante varia entre 0,293 m3/h e 0,349 m3/h.
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
Tem
pera
tura
[º
C]
Figura 4.18 - Temperaturas de referência da água da rede ao longo do ano para a região de Lisboa
Nesta abordagem, foi considerada a procura por AQS a uma temperatura de 60 °C no
supermercado, igual à quantidade de água aquecida pelo arrefecedor de vapor, a uma
temperatura de 50 °C e comparado o sistema sem aproveitamento de calor simulado
anteriormente, relativamente ao sistema com aproveitamento de calor para pré-aquecimento de
AQS. Como o sistema de refrigeração para os armários frigoríficos funciona durante 24 horas,
365 dias por ano, o arrefecedor de vapor tem uma disponibilidade de recuperar 12,60 kW no
mesmo período de tempo. O perfil de quantidade de água obtida ao longo do ano é mostrado
pela figura 4.19, sendo a quantidade de água possível de aquecer a uma temperatura de 50 °C
equivalente a 2 824 m3/ano.
58
0,0
50,0
100,0
150,0
200,0
250,0
300,0
Quantidade de á
gua q
uente
apro
veitada
[m3]
Figura 4.19 - Perfil de quantidade de água quente obtida através do arrefecedor de vapor ao longo do ano
Para selecção da bomba de circulação de água no interior do permutador, foi escolhida
uma bomba monofásica da marca Lowara, modelo ecocirc XLplus 25-40 com variador de
velocidade e controlador integrado, para funcionar na gama desejada de caudais. Esta bomba
tem duas entradas analógicas (0 V a 10 V/4 mA a 20 mA), uma entrada digital e uma entrada
para um sensor de temperatura. Esta bomba já inclui uma interface onde é possível regular a
temperatura ou diferencial de temperatura, pressão constante ou velocidade constante, assim
como visualizar o caudal, potência, pressão e rotação (rpm) no display.
Figura 4.20 - Bomba de circulação Lowara ecocirc XLplus 25-40 (Xylem Water Solutions, 2014)
Figura 4.21 - Sensor de temperatura KTY82 (Mouser Electronics, 2010)
O sensor de temperatura escolhido foi um sensor PTC, do fabricante NXP
Semiconductors modelo KTY82, (termístor com coeficiente positivo de temperatura), adequado
para controlo de sistemas, com um alcance linear de temperaturas e uma gama de
funcionamento entre -55 °C e 150 °C.
59
Tabela 4.8 - Características da bomba de circulação Lowara ecocirc XLplus 25-40
Tensão de funcionamento [V] 1 × 230 ± 10%
Frequência [Hz] 50/60
Potência nominal [W] 50
Pressão máxima de funcionamento 1,0 MPa (10 bar)
Corrente [A] (min/max) 0,1/0,5
Gama de temperaturas do líquido [°C] -10 até +110
Entrada digital Arranque – paragem da
bomba (comando de nível)
Entradas analógicas
0 V – 10 V
4 mA – 20 mA
Entrada para sensor de temperatura Sensor de temperatura
KTY82 (1 kΩ a 25 °C)
O consumo de energia eléctrica associado ao aquecimento de água pelo arrefecedor de
vapor corresponde ao consumo de energia do compressor do sistema de refrigeração e à bomba
de circulação. Este consumo foi calculado por base na operação do sistema de refrigeração com
funcionamento durante 24 horas por dia, 365 dias por ano (tabela 4.9).
Tabela 4.9 - Consumo de energia eléctrica do sistema com aproveitamento de calor
Componente Potência [kW] Consumo de energia [kWh/ano]
Compressor alternativo 24,66 216 022
Bomba de circulação 0,05 438
Devido ao sistema de refrigeração ter sempre um consumo energético associado ao
funcionamento do compressor, (com ou sem aproveitamento de calor), ao utilizar esta água
pré-aquecida pelo arrefecedor de vapor, é possível economizar 77,1 % da energia útil associada
à utilização dos sistemas convencionais de aquecimento de AQS, para aquecer a mesma
quantidade de água como demonstrado na tabela 4.10.
60
Tabela 4.10 - Comparativo energético dos dois sistemas
Sem aproveitamento
de calor
Com aproveitamento
de calor
Energia consumida
[kWh/ano] 216 022 216 460
Energia útil para a
preparação de AQS pelos
métodos convencionais
[kWh/ano]
143 219 32 843
Energia total [kWh/ano] 359 241 249 303
Utilizando o EER como indicador de eficiência de um sistema de refrigeração, pode-se
concluir que ao utilizar o calor disponível no arrefecedor de vapor, a eficiência global deste
sistema foi aumentada em 18,6 % como mostrado na figura 4.22.
2,75
3,26
0,0
0,5
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
3,5
EER
EER sem aproveitamento de calor EER com aproveitamento de calor
Figura 4.22 - Comparativo de EER dos sistemas
Numa segunda abordagem foi aumentada a pressão do compressor no mesmo sistema,
de modo a obter uma temperatura de descarga do fluido frigorigéneo superior e
consequentemente uma temperatura de recuperação de calor maior.
Pretende-se assim, analisar os resultados energéticos da substituição do sistema
convencional de AQS, pelo arrefecedor de vapor, assim como a comparação de resultados da
metodologia de aproveitamento de calor do sistema primeiramente simulado, Tcond = 40 °C.
A metodologia de simulação foi a mesma que foi utilizada na simulação do capítulo 4.2
com todas as condições de operação semelhantes, à exclusão da temperatura de condensação,
que foi alterada para 50 °C (Tcond = 50 °C).
61
Tabela 4.11 - Potências e temperaturas disponíveis no calor residual da linha de descarga do sistema de refrigeração simulado (Tcond = 50 °C)
Calor rejeitado
no condensador
[kW]
Calor disponível no
fluido frigorigéneo em
estado de vapor
sobreaquecido [kW]
Temperatura de
descarga do
compressor [°C]
Temperatura de
condensação
[°C]
EER
99,15 19,12 67,4 50,0 1,95
Com este sistema (tabela 4.11) é possível de verificar que o aumento da temperatura de
condensação, levou não só ao aumento da temperatura de descarga do compressor, mas
também da quantidade de calor. Esta temperatura de descarga do compressor possibilita uma
temperatura para aquecimento de água, que não seria possível de atingir com o sistema definido
anteriormente, Tcond = 40 °C.
De forma semelhante à da primeira abordagem, foi considerada a procura por AQS,
equivalente à quantidade de água aquecida pelo arrefecedor de vapor. Nesta situação, para
recuperação do calor disponível no estado de vapor sobreaquecido, a gama de caudais
fornecidos pela bomba varia entre 0,350 m3/h e 0,401 m3/h, o que leva a um consequente
aumento da quantidade de água recuperada (3 300 m3/ano) para uma temperatura de saída de
água definida a 60 °C. Isto permitiu eliminar a dependência do sistema convencional de
aquecimento de AQS, obtendo-se um perfil de quantidade de água aquecida ao longo do ano
pelo arrefecedor de vapor, representado pela figura 4.23.
0,0
50,0
100,0
150,0
200,0
250,0
300,0
350,0
qu
an
tida
de
de
ág
ua
qu
en
te
ap
rove
itad
a (m
3 )
Figura 4.23 - Perfil de quantidade de água quente obtida através do arrefecedor de vapor ao longo do ano (sistema com Tcond = 50 °C)
Para as mesmas condições da primeira abordagem, na tabela 4.12 verifica-se que o
aumento da temperatura de condensação, levou a um aumento do trabalho de compressão e
consequente aumento da potência do compressor para os 34,74 kW. Devido este aumento de
pressão, a eficiência do sistema baixou e houve um aumento no consumo energético.
62
Tabela 4.12 - Consumo de energia eléctrica associado ao sistema de refrigeração com aproveitamento de calor (Tcond = 50 °C)
Componente Potência [kW] Consumo energia [kWh/ano]
Compressor alternativo 34,74 304 322
Bomba de circulação 0,05 438
Com os resultados da simulação do sistema com Tcond = 50 °C, observa-se a vantagem
directa de obter um maior volume de água e simultaneamente a uma temperatura superior,
relativamente ao sistema com Tcond = 40 °C. Mas o consumo energético associado ao
aquecimento do mesmo volume de água, faz com que o sistema com Tcond = 40 °C seja mais
eficiente, devido à menor utilização de energia útil, mesmo recorrendo aos métodos
convencionais de aquecimento de AQS (tabela 4.13).
Tabela 4.13 - Comparativo dos sistemas com diferentes temperaturas de condensação
Aproveitamento de
calor (Tcond = 40 °C)
Aproveitamento de
calor (Tcond = 50 °C)
Energia do compressor [kWh/m3·ano] 76,50 92,21
Energia da bomba de circulação
[kWh/m3·ano] 0,16 0,13
Energia útil necessária para
aquecimento de AQS auxiliar
[kWh/m3·ano]
11,63 0
Energia útil total [kWh/m3·ano] 88,29 92,34
EER (sem aproveitamento) 2,75 1,95
EER (integração com aproveitamento
de calor) 3,26 2,50
Como mostra a figura 4.24, no sistema de refrigeração utilizado neste modelo, o aumento
da temperatura de condensação leva a diminuição da eficiência do sistema de refrigeração.
Demonstra-se assim, que ao subir a temperatura de condensação tendo como objectivo de
aproveitar uma quantidade de calor rejeitado a uma temperatura superior, leva ao aumento do
consumo de energia do compressor, não sendo uma alternativa energeticamente viável.
63
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0
35 40 45 50 55 60 65
EE
R
Temperatura Condensação
Figura 4.24 - Diagrama de EER em função da temperatura de condensação do sistema de refrigeração
Este facto é importante a ter em conta, antes de implementar uma metodologia de
aproveitamento de calor. É necessário primeiramente rever se o sistema está a funcionar com o
valor máximo de eficiência possível. Isto envolve manter a temperatura de condensação no valor
mais baixo possível a operar nas condições de projecto, de modo a diminuir a pressão de
compressão. A temperatura de condensação deve ser projectada por base no tipo de sistema de
refrigeração, condensador e na temperatura de projecto de Verão para a localização do sistema
de refrigeração.
Para a análise energética, será utilizado sistema com a Tcond = 40 °C, visto que este foi
construído tendo em conta a temperatura de condensação mais baixo possível para as condições
de projecto impostas neste modelo.
64
4.3.2 Análise financeira e ambiental
Para a análise financeira, foram analisados os equipamentos convencionais mais
comuns para aquecimento de AQS e as respectivas eficiências típicas (tabela 4.14). Foram
revistos os preços de referência das fontes de energia no mercado, sendo os factores de
emissões associados às fontes de energia utilizados nesses equipamentos baseados no decreto-
Lei n.º 118/2013 de 20 de Agosto (tabela 4.15).
Tabela 4.14 - Eficiências típicas dos equipamentos convencionais para aquecimento de AQS
Equipamento Eficiência [%]
Caldeira a gás natural 82
Termoacumulador 98
Caldeira a gás propano 82
Caldeira a gasóleo de aquecimento 80
Foi determinada a quantidade de energia necessária para a preparação AQS de cada
equipamento, baseada nos dados da procura de AQS ao longo de um ano da figura 4.19 e na
energia útil necessária para a preparação de AQS, tendo em conta as eficiências dos
equipamentos da tabela 4.14.
Tabela 4.15 - Preços de referência e factores de emissão das fontes de energia convencionais para aquecimento AQS
Fonte de energia Preço [€/kWh] Factor de emissões de CO2 [g/kWh]
Gás natural 0,0649 2021
Electricidade 0,1593 1441
Fonte de energia Preço [€/kg] Factor de emissões de CO2 [g/kWh]
Gás propano 1,510 1701
Gasóleo para aquecimento 1,004 2671
1Baseado nos factores de conversão de energia primária para emissões de CO2 do Decreto-Lei
n.º 118/2013 de 20 de Agosto
65
Gás natural Electricidade Gás propanoGasóleo de
aquecimento
Sem aproveitamento de calor 174 657 146 142 174 657 179 024
Com aproveitamento de calor 40 052 33 513 40 052 41 054
0
20 000
40 000
60 000
80 000
100 000
120 000
140 000
160 000
180 000
200 000
Energ
ia [
kW
h/a
no]
Figura 4.25 - Energia necessária associada ao aquecimento de AQS
Com utilização desta metodologia de aproveitamento de calor no sistema de
refrigeração, (instalação de um arrefecedor de vapor na linha de descarga do sistema) foi tido
em conta o consumo da bomba para regulação do caudal. Com a utilização da água
pré-aquecida, os resultados da figura 4.25 demonstram uma redução significativa de 76,8 % do
consumo de energia associado ao aquecimento de AQS.
Gás natural Electricidade Gás propanoGasóleo de
aquecimento
Sem aproveitamento de calor 11 335 23 280 20 482 13 966
Com aproveitamento de calor 2 669 5 408 4 767 3 272
0
5 000
10 000
15 000
20 000
25 000
Custo
s e
nerg
éticos [
€/a
no]
Figura 4.26 - Custos energéticos associados ao aquecimento de AQS
A poupança nos custos energéticos recorrentes desta solução, conseguem atingir uma
redução significativa de 17 872 €/ano, se o edifício utilizar um termoacumulador como método
de aquecimento de AQS. Mesmo utilizando o equipamento que produza a energia para
aquecimento pelo menor custo (caldeira de gás natural), a poupança atinge os 8 666 €/ano
66
Gás natural Electricidade Gás propanoGasóleo de
aquecimento
Sem aproveitamento de calor 35 281 21 044 29 692 47 799
Com aproveitamento de calor 8 154 4 889 6 872 11 024
0
10 000
20 000
30 000
40 000
50 000
60 000
Em
issões [kg C
O2/a
no]
Figura 4.27 - Emissões de CO2 associadas ao aquecimento de AQS
As emissões de CO2 (principal causa do aquecimento global) associadas à queima
directa ou indirecta da fonte de energia para produção de AQS, também foram reduzidas
substancialmente. A redução entre 16,2 e 36,8 toneladas de emissões de CO2, para a atmosfera
contribuí significativamente para um menor impacto ambiental associado ao edifício.
67
4.3.3 Período de retorno financeiro
Para determinar o período de retorno financeiro resultante do investimento associado à
instalação do equipamento necessário para o funcionamento do sistema com a metodologia de
aproveitamento de calor, foram considerados os componentes da tabela 4.17 e respectivos
preços.
Devido ao consumo da água não ser por impulso (isto é, o consumo de AQS não é
imediato), é necessário ter em consideração a utilização de um depósito para o armazenamento
da água pré-aquecida pelo arrefecedor de vapor. Neste modelo, foi determinada a procura
máxima diária de 8 387 litros, sendo considerado para armazenamento da água pré-aquecida,
um depósito de 4 000 litros, com as características da tabela 4.16, adequado para AQS.
Tabela 4.16 -Características do depósito para AQS Vulcano MVV 4000-RB
Capacidade [l] 4 000
Dimensões [mm] 2 310Ø × 1 910
Isolamento em espuma rígida de poliuretano [mm] 80
Figura 4.28 - Depósito para AQS Vulcano MVV 4000-RB de 4 000 litros (Vulcano, 2015)
68
Tabela 4.17 - Preços dos componentes do sistema de aproveitamento de calor
Preço [€] Componente
3 069,00 Arrefecedor de vapor - Doucette Industries, Inc, DC20
6 042,00 Deposito para água pré-aquecida - Vulcano MVV 4000-RB
563,00 Bomba de circulação - Lowara ecocirc XLplus 25-40
6,08 Sensores
1 000,00 Instalação + Tubagens + Isolamentos + Válvulas
10 680,08 Total
O tempo de retorno financeiro vai depender do sistema convencional de aquecimento de
AQS instalado no edifício. Na realização da análise financeira, foi observado que os custos
energéticos associados ao consumo de energia para aquecimento de AQS dependem da fonte
de energia utilizada e da eficiência dos equipamentos. Considerando assim os equipamentos
com a eficiência da tabela 4.14 e os preços de referência da tabela 4.15, foi determinado o tempo
de retorno financeiro, associado à utilização de cada equipamento.
Tabela 4.18 - Tempo de retorno financeiro associado aos sistemas convencionais de aquecimento de AQS
Sistema de aquecimento de AQS instalado Tempo de retorno financeiro [meses]
Caldeira a gás natural 14,8
Termoacumulador 7,2
Caldeira a gás propano 8,2
Caldeira a gasóleo de aquecimento 12,0
O tempo de retorno financeiro maior, está associado ao sistema com caldeira a gás
natural. O baixo preço do gás, associado a elevada eficiência das caldeiras actuais, faz com que
a caldeira de gás natural tenha o menor custo associado ao aquecimento de água e portanto, o
tempo de retorno financeiro maior, correspondente a 1,3 anos.
Qualquer que seja o sistema de aquecimento convencional de AQS utilizado no edifício,
a consequente implementação desta metodologia de aproveitamento de calor, faz com que seja
um projecto para aumento da eficiência global do edifício, muito viável. O pouco equipamento
necessário á recuperação do calor, associado ao potencial de redução energética associado,
fazem com que esta solução seja amortizada num curto período de tempo e permita poupar entre
8 666 €/ano e 17 872 €/ano em custos energéticos.
69
5 Conclusões
Através da identificação e caracterização das potenciais fontes de calor residual em
sistemas de refrigeração, foi possível analisar quais as metodologias existentes, para
aproveitamento deste calor rejeitado pelos sistemas de refrigeração assim como os processos e
aplicações com potencialidades de utilização deste calor residual.
Através do modelo construído nesta dissertação, juntamente com os vários casos de
estudo descritos que promovem e divulgam o aumento de eficiência energética, através da
implementação de metodologias de aproveitamento de calor rejeitado nos sistemas de
refrigeração, foi possível demonstrar a possibilidade significativa para aumento da mesma. Assim
sendo, a opção de aproveitamento do calor residual em determinados edifícios e indústrias é
uma opção muito viável, reduzindo não só os custos e o consumo energético, mas também o
impacto ambiental associado às emissões de outras fontes de energia de produção de calor.
A análise dos factores que permitem avaliar a viabilidade de um projecto de
implementação de uma solução deste tipo, para aumento da eficiência global, permitiu identificar
que os melhores resultados das potencialidades energéticas são obtidos em sistemas de grande
potência frigorífica. Estes sistemas têm uma quantidade de calor libertado para o meio ambiente
consideravelmente elevada e significativa, podendo ser aproveitada em sistemas de refrigeração
industriais e comerciais.
Os edifícios com grandes potencialidades de aumento da eficiência energética ao
implementar uma metodologia de calor, são principalmente os que utilizam sistemas
centralizados de produção de frio com potências frigoríficas superiores a 50kW e
simultaneamente processos industriais com procura de calor de baixa temperatura. O preço dos
equipamentos necessários, assim como as temperaturas e potências requeridas para o
aproveitamento de calor, inviabiliza o seu uso em pequenos equipamentos domésticos
Os resultados da simulação do sistema de refrigeração nesta dissertação, permitiram a
identificação das potências e temperaturas das fontes de rejeição de calor pelo sistema. Foi
demonstrada a oportunidade de utilização deste calor para pré-aquecimento de AQS e
simultaneamente proporcionar aquecimento ambiente, no mesmo edifício. Ao utilizar parte do
calor residual para pré-aquecimento de AQS, foi possível aumentar a eficiência global do sistema
de refrigeração em 18,6 % com uma redução de 76,8 % de energia associada ao processo de
AQS.
Na tentativa da redução de toda a energia associada ao aquecimento de AQS no edifício,
foi realizada uma simulação com o objectivo de obter uma temperatura de condensação maior.
Os resultados comprovaram que esta solução permite, com mais potência disponível, a obtenção
de água quente com valores superiores de temperatura. Devido à pressão de condensação maior
existe uma consequente diminuição da eficiência do sistema de refrigeração, não compensando
assim energeticamente o aumento de eficiência global do processo associado ao aproveitamento
70
de calor. Assim sendo é mais eficiente trabalhar com um valor de temperatura de condensação
o mais baixo possível.
Foram identificadas outras vantagens associadas à implementação da metodologia de
aproveitamento neste sistema, tais como, a redução em 14 % da carga térmica no condensador
arrefecido a ar, possibilitando a diminuição do consumo energético dos ventiladores.
A possibilidade de integração do sistema de aproveitamento de calor com outros
processos, os resultados significativos na redução do consumo energético, o pouco equipamento
adicional e rapidez de retorno financeiro (máximo de 15 meses), neste sistema de refrigeração,
permitem concluir que esta é uma boa medida de implementação para aumento da eficiência
global e do impacto ambiental associados ao consumo energético do edifício.
Uma das conclusões a tirar, proveniente do projecto de implementação de uma
metodologia de aproveitamento de calor construído nesta dissertação, é a possibilidade de
avaliar em qualquer sistema de refrigeração, as potencialidades energéticas e viabilidade de
aproveitamento deste calor residual para utilização noutros processos, através de simulação.
Assim sendo, o modelo que foi construído, pode ser utilizado como padrão para análise
de outros sistemas de refrigeração e previsão dos custos associados à implementação de uma
metodologia para aproveitamento de calor, em edifícios que necessitem de um sistema de
refrigeração e simultaneamente, processos com procura de calor de baixa temperatura.
Tendo como linha de orientação o tema desta dissertação, sugere-se para trabalhos
futuros, a possibilidade de fazer a análise das quebras de pressão consequentes da
implementação de um arrefecedor de vapor no sistema de refrigeração. Poderá ainda ser
efectuado o estudo de sistemas de refrigeração com condensador arrefecido a água, para assim
realizar a análise da redução de custos consequentes da eliminação de uma da torre de
refrigeração, ao integrar com um processo que utilize toda a água do condensador.
Sugere-se no âmbito da optimização do aproveitamento de calor com recurso a um
arrefecedor de vapor como o utilizado no modelo desta dissertação, o recurso a simulação
numérica, de modo a determinar qual o fluido frigorigéneo e condições do sistema que permitem
uma temperatura de descarga superior, assim como o fluido frigorigéneo que permite uma
percentagem maior de calor disponível em estado de vapor sobreaquecido, tendo como objectivo
uma maior quantidade de calor para aproveitamento, a uma temperatura superior.
Relativamente ao aumento da eficiência energética, poderá ser efectuado um estudo que
combine outras medidas de eficiência energética aplicáveis a sistemas de refrigeração, com a
solução estudada nesta dissertação, de modo a tornar o sistema de refrigeração o mais eficiente
possível.
71
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