Aproveitamento de Calor Rejeitado em Sistemas de Refrigeração · CoolPack, foi possível determinar a eficiência e potência do compressor, para operar o ciclo de refrigeração

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]


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]


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]


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]


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]


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]


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]


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]


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]


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]


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]


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:


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]


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:


vapor [W]

woT = temperatura da água na saída do arrefecedor de vapor [°C]

wiT = temperatura da água na entrada do arrefecedor de vapor [°C]


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]


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]


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


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.


aquecimento



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


aquecimento



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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Aproveitamento de Calor Rejeitado em Sistemas de Refrigeração · CoolPack, foi possível determinar a eficiência e potência do compressor, para operar o ciclo de refrigeração