Download - Projeto do sistema de ar condicionado do
UNIVERSIDADE FEDERAL DE GOIÁS
ESCOLA DE ENGENHARIA ELÉTRICA, MECÂNICA E DE COMPUTAÇÃO
LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA
PROJETO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO PARA O RESTAURANTE
UNIVERSITÁRIO DO CAMPUS I DA UFG
GOIÂNIA-GO
2014
LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA
PROJETO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO PARA O RESTAURANTE
UNIVERSITÁRIO DO CAMPUS I DA UFG
Trabalho de conclusão de curso
apresentado como parte dos requisitos
para a obtenção do título de engenheiro
mecânico do Curso de Engenharia
Mecânica da Universidade Federal de
Goiás.
Orientador: Dr. Leonardo de Queiroz
Moreira
GOIÂNIA-GO
2014
Silva, Luís Fernando Ferreira. Projeto de um sistema de ar condicionado para o Restaurante Universitário do Campus I da UFG / Luís Fernando Ferreira Silva. -- Goiânia: 2014. 107p. Orientador: Leonardo de Queiroz Moreira. Projeto Final de Curso (Graduação) – Universidade Federal de Goiás. EMC, Goiânia, 2014. 1. Climatização. 2. Carga térmica. 3. Projeto. I. Universidade Federal de Goiás. EMC. II. Título
LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA
PROJETO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO PARA O RESTAURANTE
UNIVERSITÁRIO DO CAMPUS I DA UFG
Trabalho de conclusão de curso apresentado como parte dos requisitos para a
obtenção do título de engenheiro mecânico, do Curso de Engenharia Mecânica da
Universidade Federal de Goiás.
Área de concentração: Termodinâmica
Orientador: Dr. Leonardo de Queiroz Moreira
Projeto Final de Curso defendido e aprovado em ____ de __________ de 2014.
Banca examinadora:
__________________________________________________ Prof. Dr. Leonardo de Queiroz Moreira
Orientador
__________________________________________________ Prof. Dr. Felipe Pamplona Mariano
Primeiro Membro
__________________________________________________ Prof. Dr. Demóstenes Ferreira Filho
Segundo Membro
"A grande coisa nesse mundo não é onde
permanecemos, mas em qual direção
estamos nos movendo: (para chegar à
porta dos céus) devemos navegar
algumas vezes com o vento a favor e
outras vezes contra ele - mas devemos
navegar, e não ficar à deriva, nem jogar
âncora."
Oliver Wendell Holmes
AGRADECIMENTOS
Agradeço primeiramente à Deus, por tornar possível essa caminhada e me dar
forças para vencê-la. Se consegui algo na minha jornada, foi porque Ele me
sustentou, me capacitou e me deu fôlego para chegar onde cheguei.
Gostaria de agradecer também a todas aquelas pessoas que contribuíram de
alguma forma para que este trabalho fosse realizado. Em especial, gostaria de
agradecer à contribuição fundamental da Jéssika Corrêa de Morais na tarefa de
entrar em contato com o a equipe do centro de Gestão do Espaço Físico (CEGEF)
da UFG para conseguir as plantas de arquitetura necessárias para as análises do
trabalho. Também quero agradecê-la por todo suporte que me deu até o ponto em
que me acompanhou nesta jornada.
Quero agradecer aos meus colegas e amigos de faculdade Raphael Jonas
França e Hanniery Marques Fernandes por me fazerem companhia em momentos
delicados nas últimas semanas de desenvolvimento do trabalho. Ao sempre
companheiro Willis Alcântara Manzan Junior e as amigas Marcella Carvalho
Agostinho e Paula Borges, por se mostrarem solícitos no apoio da composição do
texto e no saneamento de dúvidas.
Aos professores e técnicos administrativos do curso de Engenharia Mecânica da
UFG, em especial ao professor Leonardo de Queiroz Moreira, por sua orientação, e
aos professores Felipe Pamplona Mariano e Kleber Mendes de Figueiredo, por sua
prestatividade.
Ao engenheiro mecânico Fernando Celso Fittipaldi Bombonato, pelos
esclarecimentos, conselhos, sugestões, explanações e sua solicitude em me ajudar
no desenvolvimento do projeto.
Por fim, quero agradecer aos meus familiares por suas orações, pela
preocupação, dedicação e pelo apoio prestado naquilo que estava ao seu alcance.
RESUMO
Este trabalho tem como propósito o estudo e projeto de um sistema de ar
condicionado para o Restaurante Universitário do Campus I da UFG. Para isso, fez-
se uma pesquisa prévia com os usuários do espaço para conhecer a necessidade
que os mesmos viam na concepção de tal projeto. Após um estudo preliminar das
plantas arquitetônicas disponíveis, realizou-se o levantamento de carga térmica do
refeitório pelo método CLTD/SCL/CLF. De posse da carga térmica e da vazão
estimadas, estudou-se as opções de sistemas para instalação e fez-se uma pré-
seleção de equipamentos. Para definição do equipamento a ser instalado, avaliou-se
a eficiência energética das alternativas com base nos valores de EER. Selecionado
o equipamento de climatização, definiu-se a localização dos mesmos, determinou-se
o traçado da rede de dutos e suas dimensões, definiram-se as bocas de
insuflamento, grelhas de retorno e venezianas de tomada de ar externo. Nos
apêndices, disponibilizaram-se as planilhas de cálculo da carga térmica e os
desenhos mostrando a disposição dos equipamentos na planta.
Palavras-chave: Climatização. Ar condicionado. Conforto. Projeto. Carga térmica.
Método CLTD/SCL/CLF.
ABSTRACT
This paper has, as purpose, the study and design of an air conditioning system for
the UFG Campus I University Restaurant. For this, there was a prior interview with
the users of the space to meet the need that they saw in the design of such a project.
After a preliminary study of the available architectural plans, was performed a survey
of the thermal load by the CLTD/SCL/CLF method. With the thermal load estimated
and the air flow in hands, there was a study of the options for installation of systems
and was made a pre-selection of equipment. For definition of the equipment to be
installed, was evaluated the energy efficiency of the alternatives based on the values
of EER. With the HVAC equipment selected, there was the definition of the location
of them, there was the definition of the route of the pipeline and its dimensions. After
that, there was a selection of the air diffusors, return grilles and shutters for outside
air catch. In the appendices, was provided the spreadsheets of the thermal load and
drawings showing the layout of the equipment in the plant.
Keywords: Climate control. Air conditioning. Comfort. Design. Thermal load.
CLTD/SCL/CLF method.
SUMÁRIO
1 INTRODUÇÃO .......................................................................................... 15
1.1 JUSTIFICATIVA .................................................................................. 15
1.2 OBJETIVOS ........................................................................................ 19
2 EVOLUÇÃO HISTÓRICA E FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO
.....................................................................................................................20
2.1 HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO E AR CONDICIONADO ............... 20
2.2 FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO .................................... 30
2.2.1 Ciclo simples de compressão de vapor ........................................ 30
2.2.2 Como funciona um ar condicionado ............................................. 32
3 DEFINIÇÕES E CONCEITOS FUNDAMENTAIS ...................................... 34
3.1 PSICROMETRIA ................................................................................. 34
3.1.1 Temperatura de bulbo seco .......................................................... 34
3.1.2 Temperatura de bulbo úmido ........................................................ 35
3.1.3 Linha de saturação e temperatura de ponto de orvalho ............... 35
3.1.4 Umidade relativa ........................................................................... 36
3.1.5 Umidade absoluta ......................................................................... 36
3.1.6 Entalpia ......................................................................................... 37
3.1.7 Volume específico ........................................................................ 38
3.1.8 A carta psicrométrica .................................................................... 38
3.2 CARGA TÉRMICA............................................................................... 39
3.2.1 Carga térmica de aquecimento ..................................................... 40
3.2.2 Carga térmica de resfriamento ..................................................... 41
3.3 CONFORTO TÉRMICO ...................................................................... 41
3.4 TIPOS DE CONDICIONADORES DE AR ............................................ 42
3.5 ÍNDICE DE EFICÊNCIA ENERGÉTICA (EER) .................................... 44
3.6 CLASSIFICAÇÃO DAS APLICAÇÕES DE AR CONDICIONADO ....... 45
4 CÁLCULO DA CARGA TÉRMICA ............................................................ 47
4.1 METODOLOGIA ................................................................................. 47
4.2 CONDIÇÕES DE PROJETO ............................................................... 48
4.3 CARGAS EXTERNAS ......................................................................... 49
4.3.1 Carga externa devido à insolação em superfícies opacas ............ 50
4.3.2 Carga externa devido à insolação através de superfícies transparentes
........................................................................................................53
4.3.3 Cargas externas devido a partições .............................................. 54
4.4 CARGAS INTERNAS ........................................................................... 55
4.4.1 Pessoas ........................................................................................ 55
4.4.2 Iluminação ..................................................................................... 56
4.4.3 Diversas ........................................................................................ 57
4.5 CARGAS DE VENTILAÇÃO E INFILTRAÇÃO ..................................... 58
4.6 CARGA TOTAL DE RESFRIAMENTO ................................................. 59
5 ALTERNATIVAS DE PROJETO................................................................ 61
5.1 SISTEMA SELF-CONTAINED ............................................................. 62
5.2 SISTEMA SPLIT .................................................................................. 65
5.3 ÁGUA GELADA ................................................................................... 66
5.4 COMPARAÇÃO E SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO ............................. 68
6 CAPTAÇÂO E DISTRIBUIÇÃO DE AR ..................................................... 72
6.1 DIMENSIONAMENTO DA REDE DE DUTOS...................................... 72
6.2 BOCAS DE INSUFLAMENTO .............................................................. 75
6.3 CAPTAÇÃO DE AR ............................................................................. 76
6.3.1 Tomada de ar externo ................................................................... 76
6.3.2 Retorno de ar ................................................................................ 77
6.4 FLUXOGRAMA DE AR ........................................................................ 77
7 CONSIDERAÇÕES FINAIS ....................................................................... 79
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ................................................................ 81
APÊNDICE A — Formulário ........................................................................... 87
APÊNDICE B — Planilhas de cálculo de carga térmica ............................... 88
APÊNDICE C — Desenhos ........................................................................... 103
15
1 INTRODUÇÃO
A Universidade Federal de Goiás (UFG) conta com duas unidades do
Restaurante Universitário (RU) em Goiânia, uma situada no Campus Colemar Natal
e Silva (Campus I) e outra no Campus Samambaia (Campus II), onde também existe
uma unidade do Restaurante Executivo (RE). Os restaurantes da UFG são
vinculados à Pró-Reitoria de Assuntos da Comunidade Universitária (PROCOM),
sendo administrados pela Real Food Alimentação.
Por dia, são servidas mais de 1400 refeições nas duas unidades do RU, entre
almoço e jantar. Atualmente, o valor cobrado por refeição é de R$ 3,00, para
membros da comunidade universitária da UFG, e R$ 7,09, para aqueles sem vínculo
com a universidade. As refeições para integrantes da comunidade universitária são
subsidiadas com recursos da UFG.
No ano de 2011, a unidade do Campus II passou uma ampla e profunda reforma
visando ampliar e melhorar o conforto e o atendimento dos usuários. Nessa reforma,
um dos pontos atendidos para melhorar o conforto dos usuários foi a implantação de
um sistema de climatização.
1.1 JUSTIFICATIVA
O RU do Campus I funciona em um prédio inaugurado em 13 de abril de 1966, na
gestão do reitor Flávio Lacerda (conforme placa no local). Sob a gestão da reitora
Milca Severino Pereira, o prédio passou por uma reforma no ano de 2001 (também
conforme placa no local), mas não possui nenhum tipo de sistema para proporcionar
conforto térmico aos usuários.
O refeitório fica localizado em uma área da cidade mais urbanizada e cercada por
outras edificações (Fig. 1). Essa urbanização favorece a formação de ilhas de calor
na região (devido ao asfalto, concreto, telhados, pouca vegetação, etc.), tornando o
RU do Campus I um ambiente termicamente desconfortável, especialmente nos
meses de verão.
A sensação térmica (percepção da aparente temperatura do ar) mais elevada,
aliada a um ambiente por vezes abafado, é uma reclamação recorrente entre os
frequentadores do restaurante, que acreditam que temperaturas mais amenas e uma
16
ventilação adequada resultariam em uma experiência muito mais agradável no
refeitório do RU.
Tendo em vista esta conjuntura, foi realizada uma pesquisa com os usuários do
Restaurante Universitário do Campus I para analisar o que os mesmos pensam e
tem a dizer sobre a implantação de um sistema de ar condicionado no refeitório.
Para tal foi elaborado um formulário com cinco questões relativas à frequência dos
entrevistados no restaurante e à avaliação da ideia e da necessidade de
implantação do sistema. Um modelo do formulário empregado é apresentado no
Apêndice A.
Figura 1 — Localização do Restaurante Universitário no Campus I
FONTE: Google Maps (adaptado)
Foram entrevistas 273 pessoas entre os dias 17 e 23 de maio de 2014. Optou-se
por fazer a pesquisa por meio de um formulário criado com o uso das ferramentas
do Google Drive a fim de facilitar a computação e análise dos dados. O formulário foi
enviado via e-mail para estudantes dos diversos cursos situados no Campus
Colemar Natal e Silva, usuários da unidade em questão do restaurante (doravante
chamada apenas de RU). Os gráficos ilustrados nas Figuras 2, 3, 4 e 5 expressam
as respostas coletadas.
17
Figura 2 — Número de refeições feitas por semana pelos entrevistados
FONTE: Elaborado pelo autor
Figura 3 — Avaliação da ideia de implantação de um sistema de ar condicionado
FONTE: Elaborado pelo autor
Figura 4 — Avaliação da necessidade de implantação de um sistema de ar condicionado numa escala de 1 (nada necessário) a 5 (muito necessário)
FONTE: Elaborado pelo autor
18
Figura 5 — Influência da instalação do condicionador de ar na frequência dos usuários
FONTE: Elaborado pelo autor
Como pode ser observado nas Figuras 3 e 4, a ideia de um projeto e,
principalmente, da instalação de um sistema de ar condicionado no refeitório do RU
foi recebida muito positivamente pelos entrevistados, sendo que mais de 50% deles
julgaram a implementação desse sistema como algo muito necessário para a
melhoria do conforto e, consequentemente, da qualidade do tempo de refeição no
restaurante.
Percebe-se também que, além de verem a implantação de um sistema de ar
condicionado com bons olhos e como uma necessidade, mais de 60% dos
entrevistados considerariam almoçar mais vezes no RU e quase 40% consideraria,
no mínimo, manter a sua frequência atual no restaurante (Fig. 5). Esses últimos
atribuíram à manutenção de sua frequência nos patamares atuais principalmente por
duas razões: o fato de já comerem cinco ou mais vezes na semana no RU e o fato
de já comerem lá em todos os dias em que seus horários fazem do almoço próximo
à faculdade algo necessário.
A frequência semanal de refeições dos entrevistados é mostrada na Figura 2.
Aqueles que responderam que sua frequência no restaurante diminuiria, atribuiriam
esse fato à regulagem da temperatura no recinto (acreditando que ela será mantida
em patamares mais baixos que o ideal) e uma possível deficiência na ventilação,
que poderia viciar o ar ambiente. Porém, apesar disso, os mesmos não descartam a
possibilidade de manterem sua frequência atual após uma eventual instalação.
Nota-se, então, a necessidade da elaboração de um projeto de um sistema de ar
condicionado para o refeitório do RU, de modo a proporcionar melhorias no
ambiente de refeição do restaurante. A implementação do projeto traria benefícios
19
no que diz respeito a conforto térmico, qualidade do ar e bem estar no tempo de
refeição para a comunidade acadêmica, para funcionários da Real Food
Alimentação e, também, para a comunidade em geral que eventualmente faz uso
das instalações do RU.
1.2 OBJETIVOS
Este trabalho tem como objetivo o desenvolvimento de um projeto de sistema de
ar condicionado, tão completo quanto possível, para as dependências do
Restaurante Universitário do Campus Colemar Natal e Silva. O projeto deve atender
as recomendações e requisitos das normas da Associação Brasileira de Normas
técnicas (ABNT) e da American Society of Heating, Refrigerating and Air-
Conditioning Engineers (ASHRAE) para os cálculos e dimensionamento do sistema,
dando uma atenção especial para o conforto térmico dos ocupantes do refeitório.
Além dos cálculos para levantamento da carga térmica, deseja-se analisar qual o
melhor tipo de sistema de condicionamento de ar para ser empregado no espaço em
questão, fazendo comparações quanto ao rendimento e a viabilidade econômica dos
mesmos.
Definido o melhor e/ou mais viável sistema a ser implementado, deseja-se fazer o
projeto básico, contendo os elementos suficientes para garantir a compreensão dos
conceitos adotados no projeto e a perfeita caracterização e definição das
instalações. Essa etapa deverá conter os desenhos das instalações de distribuição
de ar e redes hidráulicas.
20
2 EVOLUÇÃO HISTÓRICA E FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO
Neste capítulo será apresentada a evolução histórica da tecnologia de
refrigeração e ar condicionado (seção 2.1) e será abordado os princípios de
funcionamento de um aparelho de ar condicionado (seção 2.2).
2.1 HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO E AR CONDICIONADO
Desde a pré-história, o homem tem a necessidade (ou vontade) de obter formas
de resfriamento que façam com que alimentos ou outras substâncias alcancem
temperaturas inferiores a do ambiente (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO). Com isso,
os primeiros registros de aplicações dos meios de refrigeração datam das mais
antigas civilizações.
Registros anteriores a 2.000 a.C indicam que os efeitos exercidos por baixas
temperaturas na conservação de alimentos já eram conhecidos. Pode-se citar, por
exemplo, a civilização chinesa que usava gelo natural com a finalidade de conservar
o chá que consumia. As civilizações gregas e romanas que também aproveitavam o
gelo colhido no alto das montanhas, utilizando trabalho escravo, para o preparo de
bebidas e alimentos gelados (FERRAZ & GOMES, 2008). Alexandre, o Grande, por
exemplo, serviu bebidas resfriadas com neve aos seus soldados por volta de 300
a.C.
Os egípcios, que viviam numa região onde não era possível encontrar gelo
natural, refrescavam a água usando vasos de barro, semelhantes a moringas, tão
comuns no Brasil. O princípio desse sistema consistia na evaporação da água que
passava pelos poros do barro e, como consequência, reduzia a temperatura do
volume contido no interior dos recipientes.
Os métodos mais antigos de "produção" do frio faziam uso do gelo natural ou de
misturas de sal e neve. Posteriormente, descobriu-se que dissolver nitrato de sódio
(NaNO3) em água abaixava a temperatura da mistura (esse fato já era conhecido no
século XIV). O gelo natural era enviado dos locais de clima frio ou era recolhido
durante o inverno e armazenado em salas frias. A menção histórica mais antiga a
esse respeito data de aproximadamente 1.000 a.C., num antigo livro de poemas
chinês, chamado Shih Ching. Essas casas de armazenamento eram feitas de
diversos materiais isolantes, como palha e esterco (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO).
21
Mas, por muitos séculos, a única utilidade encontrada pelo homem para o gelo
era a de refrescar bebidas para o seu paladar. Com a invenção do microscópio, no
final do século XVII, verificou-se a existência de micro-organismos (micróbios e
bactérias) invisíveis a olho nu. Estudos científicos demonstraram que alguns desses
micro-organismos eram responsáveis pela putrefação de alimentos e também
causavam danos à saúde humana. Também foi observado que a reprodução de
bactérias poderia ser limitada sob baixas temperaturas, o que provocou uma grande
expansão da indústria do gelo.
No século XVIII o gelo estava disponível apenas para pessoas de maior poderio
econômico. Em 1806, Frederick Tudor deu início a um negócio no qual blocos de
gelo eram retirados do rio Hudson (em Nova York) e mananciais próximos e
vendidos a grande parte da população. Os blocos eram comercializados a um preço
acessível, iniciando uma mudança no cenário de comércio de gelo.
Tudor eventualmente despachava gelo para outros locais ao redor do mundo.
Sua primeira empreitada foi um carregamento de 130 toneladas, para o porto de St.
Pierre, na região do Caribe, onde não havia instalações para armazenar o produto. A
empreitada só obteve sucesso porque Tudor se associou a um proprietário local do
setor de alimentos com o qual produziu e comercializou sorvetes (PORTAL DA
REFRIGERAÇÃO).
Como se trata de um produto de difícil transporte e armazenamento, além da
impossibilidade de ser encontrado naturalmente em certas regiões do planeta,
pesquisas visando à obtenção de gelo artificial ganharam força. Em consequência
desses estudos, foi inventado, em 1834, nos Estados Unidos, o primeiro sistema
mecânico de fabricação de gelo artificial, que constituiu a base precursora dos atuais
sistemas de compressão frigorífica. Em 1855, na Alemanha, surgiu outro tipo de
mecanismo para a fabricação do gelo artificial, baseado no princípio da absorção,
descoberto em 1824, pelo inglês Michael Faraday (FERRAZ & GOMES, 2008).
Mesmo depois do desenvolvimento de mecanismos para obtenção de gelo
artificial, o comércio de gelo natural continuou. Isso ocorreu devido o argumento de
que o gelo natural tinha qualidades superiores ao feito pela mão do homem, pois
havia uma crença geral de que o gelo artificial era prejudicial à saúde humana. Hoje
se sabe que tal crença é absurda, mas como a aceitação do gelo artificial era
pequena, seu consumo era relativamente menor.
22
Porém, em 1890, esse panorama começou a mudar. Os Estados Unidos (um dos
maiores produtores de gelo natural da época) tiveram um inverno muito fraco, o que
prejudicou a formação de gelo naquele ano no país (FERRAZ & GOMES, 2008).
Com a escassez do gelo natural, a população se viu forçada a consumir o artificial, e
ainda se percebeu as vantagens de se ter um produto mais puro e em quantidades
variáveis, de acordo com a demanda. Era o fim do tabu, e o negócio de gelo natural
finalmente acabou por volta de 1930.
O uso do gelo natural levou à criação das primeiras geladeiras, no princípio do
século XIX. Elas eram constituídas simplesmente por um recipiente, quase sempre
isolado por meio de placas de cortiça, dentro do qual eram colocadas pedras de gelo
e os alimentos a conservar, como ilustrado na Figura 6. A fusão do gelo absorvia
parte do calor dos alimentos e reduzia, de forma considerável, a temperatura no
interior da geladeira.
Figura 6 — Primeiras geladeiras
FONTE: Ferraz & Gomes, 2008
Esse era o impulso que faltava para a produção mecânica de gelo. Com a
aceitação do público consumidor e crescente demanda, usinas de gelo passaram a
se espalhar. Mas, apesar do uso do gelo artificial estar consolidado, ainda era
necessário a figura de um distribuidor do produto. Uma vez que não era possível a
produção em pequena escala na própria casa dos consumidores, era comum ver a
23
figura de um geleiro passar pelos bairros com sua carroça termicamente isolada e
distribuir pedras de gelo para serem colocadas nas geladeiras das casas.
Antes do advento da energia elétrica, alguns cientistas e pesquisadores
buscaram desenvolver mecanismos de refrigeração que operassem de maneira
cíclica. Descobriu-se que o principal método usado para produzir refrigeração
baseia-se no processo de evaporação de um líquido chamado refrigerante. No ano
de 1755 já se conhecia o efeito de resfriamento causado pelo éter ao se evaporar
sobre a pele. Naquele tempo, o químico William Cullen demonstrou a formação de
gelo na água em contato com um recipiente contendo éter. Ao reduzir a pressão
sobre o éter, Cullen promoveu sua ebulição a uma temperatura baixa o suficiente
para proporcionar a formação do gelo (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO).
Metade do ciclo de refrigeração estava resolvido. Entretanto, ainda se fazia
necessário encontrar uma forma de recircular o éter evaporado, evitando
desperdiçá-lo para o ambiente. Esse desperdício tornaria o sistema inviável
economicamente.
Informações sobre métodos de liquefação de gases através de compressão
foram reunidas na segunda metade do século 18. J. F. Clouet e G. Monge
liquefizeram o Dióxido de Enxofre em 1780. Em 1787, Amónia foi liquefeita por van
Marum e van Troostwijk (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO).
A primeira descrição completa de um sistema de refrigeração operando
ciclicamente foi feita por Jacob Perkins, que foi o primeiro a desenvolver a patente
de um sistema de refrigeração baseado na compressão de vapor, em 14 de agosto
de 1835, intitulada “Apparatus and means for producing ice, and in cooling fluids”
(British Patent 6662), Fig. 7. O trabalho de Perkins despertou pouco interesse e não
foi mencionado na literatura da época. Permaneceu esquecido por cerca de 50 anos,
até que Bramwell descreveu o artigo para o Journal of the Royal Society of Arts
(MATOS, 2004).
O sistema poderia ser usado com qualquer fluido volátil, especialmente éter, e
consiste de quatro componentes principais do ciclo de refrigeração mecânica:
evaporador, compressor, condensador e válvula de expansão.
O compressor elevava a pressão do vapor e o mandava para o condensador, que
é basicamente um trocador de calor. O vapor é aquecido pela compressão e
resfriado ao longo do condensador por um fluido externo (como água ou ar), fazendo
com que ele condense e se torne líquido. Este líquido escoa através da válvula de
24
expansão (um trecho da tubulação que oferece alguma restrição à passagem do
escoamento) criando com isso um diferencial de pressão através dele. Esta súbita
queda de pressão faz com que parte do escoamento entre em ebulição gerando
uma mistura de líquido mais vapor.
A energia necessária para promover esta ebulição é retirada da parte ainda
líquida do escoamento, reduzindo a temperatura da mistura que se encaminha para
o evaporador. O evaporador retira calor do meio que se deseja resfriar e usa esta
energia para promover a evaporação do restante do escoamento que ainda se
encontra no estado líquido. Ao final do evaporador, todo o escoamento já se tornou
vapor e é conduzido novamente para o compressor, onde o ciclo se reinicia
(PORTAL DA REFRIGERAÇÃO).
Figura 7 — Equipamento de refrigeração de Jacob Perkins
FONTE: Matos, 2004
Ainda na primeira metade do século XIX, o médico John Gorrie, baseando-se na
ideia de que um ar ruim poderia causar ou agravar doenças, passou a resfriar
quartos onde os doentes que tratava ficavam com blocos de gelo suspensos no teto
por uma bacia. Depois de 1845, ele deixou sua atividade como médico e passou a
25
se dedicar no desenvolvimento de projetos de refrigeração. Em 6 de maio de 1851,
foi concedida a Gorrie a patente no. 8080, para uma máquina de fazer gelo baseada
na compressão e expansão de ar. O modelo original de sua máquina e os artigos
científicos que escreveu estão na Smithsonian Institution, em Washington, DC.
O principal responsável por tornar o princípio de refrigeração por compressão
mecânica em um equipamento real foi James Harrison (1816-1893), engenheiro
nascido na Austrália e radicado na Escócia (MATOS, 2004). O jovem Harrison
iniciou-se no assunto a partir de um breve treinamento técnico nas aulas de química
durante seu curso de tipografia na universidade, onde percebeu o efeito de
resfriamento do éter.
A primeira máquina de fazer gelo mecânico de Harrison começou a operar em
1851, às margens do rio Barwon, em Rocky Point, Geelong (Austrália). Sua primeira
máquina de fazer gelo comercial surgiu em 1854, e sua patente para um sistema de
refrigeração de compressão de vapor de éter foi concedida em 1855. Este novo
sistema utilizava um compressor para forçar o gás refrigerante a passar por um
condensador, onde era resfriado e liquefeito. Em seguida, o gás liquefeito circulava
através das serpentinas e vaporizava novamente, resfriando o sistema. A máquina
empregava um volante de 5m e produzia 3000 kg de gelo por dia. Em 1856,
Harrison foi para Londres, onde patenteou o processo (747 de 1856) e seu aparelho
(2362 de 1857).
26
Figura 8 — Equipamento de refrigeração de James Harrison
FONTE: Matos, 2004
Em 1862, em uma exibição internacional em Londres, o equipamento de
Harrison, fabricado por Daniel Siebe, foi apresentado à sociedade da época (Matos,
2004). Harrison ainda deu continuidade ao desenvolvimento dessa tecnologia
construindo máquinas ainda mais evoluídas na Inglaterra. Tais equipamentos foram
enviados para diversos lugares visando aplicações como produção de gelo e a
cristalização de parafina (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO). A partir daí diversos
sistemas de produção do frio e também vários tipos de gases refrigerantes foram
desenvolvidos e usados.
No começo do século XX, com a descoberta da eletricidade por Thomas Edison e
Nikola Tesla, a indústria da refrigeração recebeu uma contribuição decisiva. Com
esta nova fonte de energia, os técnicos buscaram meios de produzir o frio na própria
residência dos usuários. O primeiro refrigerador doméstico surgiu em 1913 (FERRAZ
& GOMES, 2008), mas sua aceitação não foi muito grande, já que o mesmo era de
operação manual, exigindo atenção constante, muito esforço e apresentava baixo
rendimento.
27
Mas em 1918 surgiu o primeiro refrigerador automático movido à eletricidade e
com um pequeno motor. O equipamento foi fabricado o pela Kelvinator Company,
dos Estados Unidos. A partir de então, a evolução foi intensa, com uma produção
sempre crescente de refrigeradores mecânicos.
Paralelamente ao desenvolvimento dos refrigeradores domésticos, em 1902, o
jovem engenheiro norte-americano Willis Carrier inventou um processo mecânico
para condicionar o ar, tornando realidade o controle do clima. Sua invenção foi uma
solução proposta para a Sackett-Wilhelms Lithographing & Publishing Company of
Brooklyn, uma empresa de Nova York que estava tendo problemas com trabalhos de
impressão durante os quentes meses de verão. O papel absorvia a umidade do ar e
se dilatava, fazendo com que as cores impressas em dias úmidos não se
alinhassem, gerando imagens borradas e obscuras.
Carrier acreditava que poderia retirar a umidade da fábrica através do
resfriamento do ar. Para isto, apresentou desenhos de uma máquina que fazia
circular o ar por dutos resfriados artificialmente. Ele usou o seu conhecimento em
aquecimento de objetos com vapor e reverteu o processo. Em vez de enviar ar
através de serpentinas quentes, enviou-o através de serpentinas frias, cheias com
água fria.
O ar, soprado através das serpentinas frias, era arrefecido e podia-se controlar
assim a quantidade de umidade nele contida. Por sua vez, a temperatura na sala
poderia ser também controlada. Os baixos níveis de calor e umidade destinavam-se
a manter constantes as dimensões do papel e do alinhamento da tinta. Este
processo, que controlava a temperatura e umidade, foi o primeiro exemplo de
condicionamento de ar por um processo mecânico e ficou conhecido como o
primeiro sistema de ar condicionado moderno do mundo.
A invenção de 1902 marcou o nascimento do ar condicionado por causa do
advento do controle de umidade, levando ao reconhecimento de que o ar
condicionado deve realizar quatro funções básicas: controle de temperatura, controle
de umidade, controlar a circulação de ar e ventilação e purificar o ar.
Depois de vários anos de refinamento e testes de campo, em 2 de janeiro de
1906 foi concedido a Carrier a patente por sua invenção (U.S. patent No. 808897).
Chamado por ele de "Aparelho para o tratamento do ar", foi o primeiro equipamento
de ar condicionado do tipo pulverização (spray) do mundo. O equipamento foi
28
projetado para umidificar ou desumidificar o ar, aquecendo de água para o primeiro
caso e resfriando-a para o segundo.
Figura 9 — Willis Carrier ao lado do primeiro condicionador de ar
FONTE: http://kylebarrydesign.wordpress.com/
Em 3 de dezembro de 1911, Carrier apresentou no encontro anual da American
Society of Mechanical Engineers (ASME) o documento mais importante e
significativo para a indústria do ar condicionado: sua “Rational Psychrometric
Formulae”, que nada mais era do que a reunião, num mesmo gráfico, de diagramas
das variáveis (temperatura de bulbo úmido, temperatura de bulbo seco, umidade
relativa umidade absoluta, temperatura de ponto de orvalho, entalpia e volume
específico) que definem as condições da mistura entre ar seco e vapor d’água. Mais
tarde, o documento ficou conhecido como “Magna Carta da Psicrometria” ou,
simplesmente, carta psicrométrica.
A primeira aplicação residencial do ar condicionado foi em uma mansão de
Minneapolis, em 1914. Carrier desenhou um equipamento especial para residências,
maior e mais simples do que os condicionadores usados atualmente. No mesmo
ano, Carrier instalou o primeiro condicionador de ar hospitalar, no Allegheny General
Hospital de Pittsburgh. O sistema introduzia umidade extra em um berçário de partos
prematuros, ajudando a reduzir a mortalidade causada pela desidratação (AR
CONDICIONADO).
29
Na década de 1920, o ar condicionado tomou-se mais acessível ao público,
podendo ser encontrado em muitos prédios, como teatros e cinemas, por exemplo.
Inclusive, o equipamento ajudou a indústria cinematográfica, já que a frequência dos
cinemas caía muito e várias salas chegavam a ficar fechadas durante o verão.
Nos anos 30, Willis Carrier desenvolveu um sistema que viabilizou o ar
condicionado em arranha-céus. A distribuição do ar em alta velocidade através de
dutos "Weathermaster", criada em 1939, economizava mais espaço do que os
sistemas utilizados na época. Nos anos 50, os modelos residenciais de ar
condicionado começaram a ser produzidos em massa (AR CONDICIONADO).
O desenvolvimento de novas tecnologias visando eficiência energética,
segurança e menores níveis de ruído fizeram os condicionadores de ar passarem
por diversas mudanças e chegarem aos dias atuais com variadas opções de
modelos, desde os aparelhos de janela até sistemas centrais.
Os primeiros refrigeradores e aparelhos de ar condicionado empregavam gases
tóxicos ou inflamáveis (como amônia, clorometano, butano, o propano e outros), o
que poderia resultar em acidentes fatais em caso de vazamento. Em 1928, surgiram
os gases refrigerantes fluorados (os CFCs), desenvolvidos por Thomas Midgely
Junior. Estas substâncias se mostraram atóxicas, não inflamáveis e menos
corrosivas que os refrigerantes até então empregados. Naquela época,
desconhecia-se a ação nociva dos CFCs sobre a camada de ozônio, que fez com
que esses gases não sejam mais empregados atualmente.
O nome "freon", comumente usado, é uma marca comercial que se refere a
qualquer refrigerante dos tipos clorofluorcarbono (CFC), CFC hidrogenado (HCFC)
ou hidrofluorcarboneto (HFC). Por anos a mistura mais utilizada no ar condicionado
de conforto de expansão direta foi o HCFC conhecido como clorodifluorometano (R-
22). Por questões ambientais, desde 2010 esse gás não é mais utilizado em
equipamentos novos e seu uso deverá ser completamente erradicado até 2020. O
R-12 constituía uma mistura muito utilizada em ares condicionados de automóveis,
mas acabou sendo substituído pelo R-134a, também usado nos refrigeradores
domésticos modernos (WIKIPEDIA).
Atualmente, a preocupação com os efeitos sobre a camada de ozônio e também
com a contribuição para o agravamento do efeito estufa provocados pelos CFCs
vem sendo uma importante plataforma para a inovação e desenvolvimento de novos
gases, cada vez menos nocivos ao meio ambiente.
30
2.2 FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO
Um sistema de ar condicionado funciona basicamente como uma geladeira (de
maior potência, obviamente) sem seu gabinete. Assim, um aparelho condicionador
de ar opera no sentido de resfriar uma considerável quantidade de ar de um
ambiente em lugar de fazê-lo para apenas uma pequena quantidade de ar no interior
do gabinete de um refrigerador.
Essa seção explicará o funcionamento do ciclo de refrigeração por compressão
de vapor (principal ciclo de refrigeração usado nos sistemas atuais), correlacionando
com o funcionamento de um ar condicionado, e apresentará os componentes de um
condicionador de ar.
2.2.1 Ciclo simples de compressão de vapor
Um ciclo de refrigeração opera no sentido contrário ao natural da transferência de
calor, objetivando a redução (ou manutenção) de temperatura da fonte de menor
temperatura. Trata-se de um ciclo termodinâmico que aplica trabalho sobre um
sistema que possui um reservatório térmico de baixa temperatura (fonte fria) e um de
temperatura alta (fonte quente), de modo a retirar calor da fonte fria e “descartá-lo”
na fonte quente.
Segundo Stoecker (1985), o ciclo de refrigeração por compressão de vapor é o
mais utilizado nas aplicações modernas. Porém, existem outros ciclos de
refrigeração, como, por exemplo, os ciclos de absorção de vapor e de compressão
de ar, que podem ser vistos com maiores detalhes em Trott and Welch (2000),
Creder (2004) e outras fontes.
Um ciclo básico de refrigeração faz uso da evaporação e condensação de um
fluido de trabalho a diferentes temperaturas e, também, a diferentes pressões. Nos
ciclos modernos, os fluidos de trabalho usados são os ditos refrigerantes, que são
fluidos desenvolvidos especialmente para esse fim. Por meio desses fluidos é
possível extrair uma grande quantidade de calor para um dado fluxo de massa do
refrigerante (HUNDY et al., 2008).
O calor é fornecido ao fluido a uma temperatura e pressão baixas, fazendo o
fluido evaporar e mudar para o estado de vapor. O vapor é então comprimido até
31
uma pressão e a uma temperatura elevadas, nas quais o calor é rejeitado e o fluido
volta à fase líquida.
A fim de simplificar sua compreensão, ciclos de refrigeração são usualmente
representados em diagramas pressão-entalpia. A Figura 10 mostra um desses
diagramas com um ciclo de simples compressão de vapor superposto.
A evaporação do refrigerante é um processo que ocorre a pressão constante. Na
compressão, a energia usada para comprimir o vapor é convertida em calor,
aumentando a temperatura e a entalpia do fluido. Ao final desse processo de
compressão o vapor encontra-se no estado superaquecido (à direita da curva de
saturação).
Em ciclos reais, o vapor deve ser resfriado antes do início da condensação. Isso
acontece porque, quase sempre, a temperatura do fluido ao final da compressão
está acima da temperatura de condensação mostrada na Fig. 10, configurando um
desvio em relação ao ciclo ideal. O processo real de condensação é representado
pela parte da linha horizontal que se encontra dentro da curva de saturação.
Figura 10 — Diagrama pressão-entalpia (P-h) com ciclo de compressão de vapor
FONTE: HUNDY et al., 2008 (adaptado)
32
A expansão é um processo isoentálpico. Nenhum calor é absorvido ou rejeitado
durante a expansão, o fluido apenas passa através de um dispositivo chamado
válvula de expansão.
Coeficiente de performance é o nome dado à relação usada para mensurar o
desempenho de um ciclo de refrigeração. Simplificadamente, essa relação pode ser
definida como aquela entre a quantidade daquilo que se deseja pela quantidade do
que se gasta (STOECKER, 1985).
O COP pode ser expresso matematicamente da seguinte forma:
, (1)
onde é a entalpia e os índices indicam os estados 1, 2, e 4 do fluido, que estão
representados na Figura 10. Nota-se, pela Eq. (1), que o COP é uma grandeza
adimensional.
2.2.2 Como funciona um ar condicionado
Para refrigerar o ar interno de ambientes, os ares condicionados fazem uso de
um princípio físico simples: para um fluido passar da fase líquida para a fase gasosa
(evaporação) é necessário que este receba calor. No caso, o fluido em questão é o
refrigerante que passa pelo ciclo de refrigeração, e o calor que ele recebe é o calor
do ar do ambiente a ser condicionado.
Um ar condicionado possui quatro componentes básicos: um compressor, um
condensador, uma válvula de expansão e um evaporador. O evaporador e o
condensador são compostos por conjuntos de serpentinas, dentro das quais
acontece o fluxo do fluido refrigerante. Nessas serpentinas ocorrem as trocas de
calor.
Quando o ar do ambiente a ser resfriado passa pelas serpentinas frias do
evaporador, o fluido refrigerante a baixa pressão absorve calor e passa da fase
líquida para a gasosa (evaporação). A fim de reaproveitar o fluido refrigerante, o
mesmo é comprimido por um compressor, gerando um calor não desejado. Esse
33
calor gerado pelo processo de compressão é expelido para o meio exterior por meio
das serpentinas quentes do condensador.
Após passar pelo condensador, o fluido refrigerante volta à fase líquida e é
direcionado para a válvula de expansão. Após o processo de expansão o fluido se
encontrará num estado de mistura líquido-vapor e então voltará para o evaporador,
onde iniciará um novo ciclo. A Figura 11 ilustra esquematicamente o ciclo.
Para melhorar as trocas de calor nas serpentinas, os ares condicionados são
equipados com ventiladores para forçar a passagem de ar pelas mesmas. Em
sistemas centrais de ar condicionado, existem dutos com a finalidade de canalizar o
ar para esses trocadores de calor.
Figura 11 — Ciclo de refrigeração de um ar condicionado
FONTE: HUNDY et al., 2008 (adaptado)
A principal função de um ar condicionado é refrigerar o ar. Porém, ele também
pode exercer outras funções como desumidificar e filtrar o ar, além de monitorar e
regular sua temperatura por meio de termostatos. A desumidificação se deve ao fato
de a redução da temperatura de um volume de ar úmido fazer com que ele a libere
uma parte da sua umidade. Por isso existem drenos ligados ou incorporados aos
aparelhos.
34
3 DEFINIÇÕES E CONCEITOS FUNDAMENTAIS
Os termos AVAC, RVAC, HVAC ou HVAC&R são abreviações que reúnem os
conceitos dos processos de aquecimento, ventilação, ar condicionado e refrigeração
(daí as abreviações). A combinação dos processos contidos nesses termos é
equivalente ao que se entende atualmente como a definição de condicionamento de
ar.
O condicionamento de ar é o processo de tratamento do ar interior em espaços
fechados. Segundo Wang (2001), um sistema de condicionamento de ar é composto
por componentes e equipamentos dispostos de modo a promover o condicionar do
ar, transportá-lo para um espaço condicionado e controlar os parâmetros do
ambiente interno de modo a mantê-los dentro dos limites requeridos. Alguns
sistemas especiais podem incluir outras funções, como, por exemplo, a
pressurização do ar no interior de determinado espaço.
Nesta seção serão apresentados definições e conceitos importantes para a
compreensão dos sistemas de condicionamento de ar e suas aplicações.
3.1 PSICROMETRIA
Psicrometria é o estudo das misturas de ar e vapor de água (STOECKER, 1985).
Nas aplicações de ar condicionado, o ar não é puramente seco, mas é constituído
por uma mistura de ar seco e vapor de água, por isso é importante o estudo da
psicrometria.
Algumas grandezas físicas são estudadas e definidas em psicrometria para se
definir as propriedades do ar úmido sob certas condições. A partir da união delas
pode-se construir o que se chama de carta psicrométrica.
3.1.1 Temperatura de bulbo seco
A temperatura de bulbo seco (TBS) nada mais é do que a temperatura do ar
ambiente. Ela indica a quantidade de energia na forma de calor contido no ar. Sua
variação é designada como calor sensível. A TBS pode ser medida diretamente por
meio de termômetros comuns, que são chamados termômetros de bulbo seco.
35
3.1.2 Temperatura de bulbo úmido
A temperatura de bulbo úmido (TBU) indica a quantidade de energia na forma de
calor contido no ar úmido. Está associado à mínima temperatura em que a água em
estado líquido se transforma em vapor (temperatura de evaporação) para uma
determinada quantidade física de água contida no ar. Ela é a temperatura mais baixa
que pode ser alcançada apenas pela evaporação da água.
A TBU é medida usando-se um termômetro de bulbo úmido. Esse termômetro é
coberto por uma malha, geralmente de algodão, que fica mergulhada em água
destilada, mantendo-se sempre umedecida. A evaporação da água contida na malha
retira calor do bulbo, o que faz com que a temperatura indicada pelo termômetro de
bulbo úmido seja menor que a temperatura ambiente, indicada por um termômetro
de bulbo seco. Quanto mais seco o ar, maior a diferença entre a TBS e a TBU, para
uma mesma temperatura ambiente.
3.1.3 Linha de saturação e temperatura de ponto de orvalho
Na Figura 12 é possível observar a linha de saturação. A direita dessa linha tem-
se uma mistura de vapor de água e ar seco e a esquerda, não exista vapor, mas
água em estado líquido. A linha de saturação representa um limite em que o vapor
começa a se condensar.
A temperatura de ponto de orvalho expressa a condição mínima de temperatura
de bulbo seco em que uma mistura ar-vapor consegue manter água no estado
gasoso (vapor), abaixo da qual ocorre a condensação da umidade. Na Fig. 12, se A
representa um estado do ar, a temperatura do ar deve ser reduzida até a
temperatura B para que o vapor comece a se condensar. Ou seja, a temperatura B é
a temperatura de ponto de orvalho do ar no estado A.
36
Figura 12 — A linha de saturação
FONTE: Stoecker, 1985 (adaptado)
3.1.4 Umidade relativa
A umidade relativa é a razão entre a fração molar do vapor de água no ar úmido
e a fração do vapor de água no ar saturado à mesma temperatura a pressão total
(STOECKER, 1985). Graficamente, essa grandeza indica a proporção do
afastamento entre o ponto e a linha de saturação. Por se tratar de uma relação entre
grandezas de mesma unidade, a umidade relativa é geralmente expressa em
porcentagem (%).
3.1.5 Umidade absoluta
A umidade absoluta (W) é a massa de água contida em 1 kg de ar seco. É uma
grandeza adimensional, geralmente representada em kg de vapor / kg de ar seco.
Sua variação é designada como calor latente, aquele associado à mudanças de
fase.
. ( )
A Figura 13 mostra a posição da escala de umidade absoluta como ordenada na
carta psicrométrica e a linha de umidade relativa de 50% (Φ = 0,5).
37
Figura 13 — Umidade absoluta e umidade relativa de 50%
FONTE: Stoecker, 1985 (adaptado)
3.1.6 Entalpia
A entalpia da mistura ar seco e vapor de água é a soma das entalpias de seus
componentes em relação às entalpias de seus respectivos estados de referência.
Como dito anteriormente, o estado de referência do vapor de água é da água, na
condição de líquido saturado, a 0°C. No caso do ar, seu estado de referência é
aquele em que o mesmo se encontra a uma temperatura de 0°C.
Graficamente, linhas isoentálpicas podem ser traçadas numa carta psicrométrica
como mostra a Figura 14.
Figura 14 — Linha isoentálpica
FONTE: Stoecker, 1985
38
Diversas temperaturas podem ser escolhidas para se obter valores de umidade
absoluta tais que resultem numa mesma entalpia (mesma linha de entalpia). Para
relacionar essas grandezas, pode-se usar a seguinte equação:
, (3)
onde é o calor específico à pressão constante do ar seco (em kJ/kg*K), é a
temperatura da mistura (em °C) e é a entalpia do vapor saturado à temperatura
da mistura (em kJ/kg).
3.1.7 Volume específico
Para uma mistura de ar seco com vapor de água, o volume específico é definido
como m³ de mistura por kg de ar seco ou m³ de ar seco por kg de ar seco, já que os
volumes ocupados pela mistura e pelas substâncias individualmente são iguais.
3.1.8 A carta psicrométrica
A representação gráfica de cada uma das grandezas estudadas em psicrometria
num mesmo diagrama é conhecida como carta psicrométrica. Tendo os conceitos
que definem essas grandezas bem estabelecidos, é possível montar cartas
específicas para diversas situações, locais e ambientes para se fazer as análises
para um projeto de condicionamento de ar e/ou aplicações semelhantes.
Uma ilustração esquemática de uma carta psicrométrica é mostrada na Figura 15
e a Figura 16 mostra um exemplo real de uma dessas cartas (pressão barométrica
de 760 mmHg).
39
Figura 15 — Diagrama psicrométrico
FONTE: Britto, 2010 (adaptado)
3.2 CARGA TÉRMICA
A carga térmica de um ambiente é o somatório de todas as formas de calor
presentes nesse ambiente. Ela também é entendida como a quantidade de calor
sensível e latente que deve ser colocado (carga de aquecimento) ou retirado (carga
de resfriamento) de um ambiente a fim de atender os seus requisitos de condições
do ar.
O cálculo de carga térmica é de vital importância nas aplicações de AVAC. A
partir desse levantamento, é possível dimensionar a instalação e os equipamentos
necessários para um determinado projeto, também sendo possível a avaliação do
funcionamento de instalações já existentes, para o caso de manutenções,
adaptações ou melhorias que podem se fazer necessárias.
O estudo das fontes e das trocas de calor é fundamental na determinação da
carga térmica. Por meio desses estudos é que se estima a capacidade dos
componentes do sistema de condicionamento de ar, que mantem o ar ambiente
dentro as condições desejadas. As condições externas padrão utilizadas nestes
cálculos podem ser encontradas em manuais.
Os fatores que afetam as trocas térmicas são divididos em quatro categorias de
carga (STOECKER, 1985). A transmissão é a transferência de calor devido à
diferença de temperatura por meio do componente ou elemento do edifício. A carga
solar é a transferência de energia solar através de um componente do edifício que
seja transparente, ou absorção dessa energia por um elemento opaco. A carga de
infiltração é entendida como a perda ou ganho de calor pela infiltração de ar externo
40
no recinto condicionado. Por último, a geração interna é aquela porção da carga
resultante da liberação de energia no interior do recinto (pessoas, equipamentos,
lâmpadas, etc.).
A Figura 16 ilustra a atuação dos fatores que influenciam a carga térmica.
Figura 16 — Fatores que afetam a carga térmica
FONTE: Stoecker, 1985
3.2.1 Carga térmica de aquecimento
Em regiões onde o inverno e/ou as baixas temperaturas são mais rigorosos, o
levantamento de carga térmica deve ser feito com o objetivo de manter a
temperatura interna dos recintos condicionados acima da temperatura externa.
Portanto, no cálculo da carga térmica de aquecimento deve-se ter em mente a
compensação das perdas de calor para o ambiente externo devido à transmissão,
infiltração e outros fatores que possam contribuir para a perda de calor do ambiente
que se quer condicionar.
Em países de clima predominantemente tropical, como o Brasil, o projeto de
sistemas de aquecimento é pouco comum, principalmente para aplicações de
conforto.
Para mais detalhes sobre as considerações e cálculos para a estimativa de carga
térmica de aquecimento, recomenda-se a consulta dos manuais da American
Society of Heating, Refrigerating and Air-conditioning Engineers (ASHRAE).
41
3.2.2 Carga térmica de resfriamento
O levantamento de carga térmica de resfriamento tem como objetivo manter o
espaço condicionado a uma temperatura mais baixa que a do ambiente externo.
Nesse caso, as parcelas de carga (radiação solar, transmissão, infiltrações e
geração interna) atuam no sentido de fornecer calor ao espaço que se quer
condicionar.
A estimativa de carga térmica de resfriamento é relativamente complexa. Além
das considerações usadas também para a carga de aquecimento, deve-se
considerar o posicionamento e orientação geográficos do recinto e, também,
considerar as diferentes taxas de radiação solar sobre esse recinto ao longo do dia.
Uma parede a leste recebe mais radiação solar no período da manhã que no
período da tarde, por exemplo.
Outro ponto importante a se considerar é o fato de as divisórias do ambiente
(paredes, tetos e pisos) não transmitirem instantaneamente o calor que recebem
para dentro do ambiente. Quando o sol começa a incidir sobre uma parede, por
exemplo, é necessário um tempo, que depende das dimensões e da composição da
parede, até que ela se aqueça e então comece a exercer uma carga térmica sobre o
recinto. Depois do pôr-do-sol, essa parede continuará fornecendo calor ao recinto
até entrar em equilíbrio térmico com o mesmo. Esse fenômeno também deve ser
considerado.
Os outros fatores que devem ser considerados, bem como os métodos de cálculo
para a estimativa da carga térmica podem ser encontrados nos handbooks da
ASHRAE.
3.3 CONFORTO TÉRMICO
A satisfação com o ambiente térmico influencia a produtividade e a saúde, daí a
sua importância para o bem estar. Por exemplo, trabalhadores de escritório que
estão satisfeitos com o seu ambiente térmico tendem a ser mais produtivos. A
manutenção de temperaturas agradáveis e/ou amenas em hospitais ajuda a evitar o
agravamento de quadros clínicos.
Boa parte das pessoas tem uma noção do conceito de conforto térmico definida
intuitivamente. De acordo com o senso comum, ter conforto térmico significa que
42
uma pessoa usando uma quantidade normal de roupas não sente nem frio nem calor
demais.
A norma ANSI/ASHRAE 55 (2010) define conforto térmico como a condição
mental que expressa satisfação com o ambiente térmico e é estimada por uma
avaliação subjetiva. A manutenção do conforto térmico para os ocupantes de
edificações ou outros ambientes fechados é um dos objetivos mais importantes para
os engenheiros projetistas de sistemas de condicionamento de ar.
A neutralidade térmica é mantida quando o calor gerado pelo metabolismo
humano é dissipado, mantendo o equilíbrio térmico com as redondezas. Os
principais fatores que influenciam o conforto térmico são aqueles que determinam o
ganho ou a perda de calor, ou seja, taxa metabólica, o isolamento provocado por
roupas, temperatura do ar (bulbo seco), irradiação térmica, velocidade do ar e
umidade relativa.
3.4 TIPOS DE CONDICIONADORES DE AR
Existem dois tipos básicos de sistemas de ar condicionado. O primeiro é o
sistema de expansão direta (Figuras 17 e 18), no qual o condicionador recebe
diretamente (do recinto ou de uma rede de dutos) a carga de ar. O segundo é o
sistema de expansão indireta (Fig. 19), no qual o condicionador utiliza um meio
intermediário (geralmente água ou salmoura) para retirar a carga térmica que é
transmitida pelo ar.
Sistemas de expansão direta são mais apropriados para aplicações de pequeno
e médio porte, enquanto que os de expansão indireta são indicados para aplicações
de grande porte (CREDER, 2004).
43
Figura 17 — Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensação a ar)
FONTE: Creder, 2004 (adaptado)
Figura 68 — Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensação a água)
FONTE: Creder, 2004 (adaptado)
44
Figura 19 — Sistema de ar condicionado de expansão indireta (condensação a ar)
FONTE: Creder, 2004 (adaptado)
Como dito anteriormente, um equipamento de ar condicionado possui dois
trocadores de calor. No evaporador, o fluido refrigerante recebe calor, e no
condensador, ele deve perder calor. Assim, ao passar pelo condensador o fluido
refrigerante necessita de um meio para transmitir o calor que deve ser cedido. Esse
meio pode ser o ar ou a água (Figuras 17, 18 e 19).
3.5 ÍNDICE DE EFICÊNCIA ENERGÉTICA (EER)
O cálculo do COP é usado para se mensurar o desempenho de um ciclo de
refrigeração isoladamente. Porém, Silva (2003) e outros autores dizem que a
eficiência global de um condicionador de ar deve ser medida com o uso do chamado
índice de eficiência energética (do inglês, Energy Efficient Ratio – EER).
O EER relaciona a taxa de calor retirada de um ambiente pelo equipamento de ar
condicionado com a potência elétrica consumida por este equipamento. Assim, o
índice é encontrado pela seguinte equação:
45
, ( )
onde é o calor retirado do ambiente (expresso em BTU/h) e é a potência
elétrica consumida pelo equipamento (expressa em watts). Nota-se, pela Eq. (4),
que EER é um parâmetro adimensional (assim como o COP), porém, é comum
encontrar em catálogos o índice de eficiência energética expresso em BTU/h/W.
3.6 CLASSIFICAÇÃO DAS APLICAÇÕES DE AR CONDICIONADO
De acordo com suas aplicações, os sistemas de ar condicionado podem ser
divididos em ar condicionado de conforto e ar condicionado de processo.
Segundo Stoecker (1985), ar condicionado de conforto é definido como o
processo de condicionamento de ar objetivando o controle de sua temperatura,
umidade pureza e distribuição no sentido de proporcionar conforto aos ocupantes do
recinto condicionado. Para tal, um sistema de condicionamento de ar inclui os
processos de aquecimento, radiação térmica, e regulagem de velocidade e
qualidade do ar, incluindo a remoção de partículas e vapores.
Atualmente, o uso dos ares condicionados tipo conforto pode ser observados em
diversos lugares. Na área comercial podem ser citados os bancos, lojas de
departamento, shopping centers, restaurantes (na área destinada aos
consumidores), supermercados e etc. Instituições como escolas, universidades,
bibliotecas, museus também podem ser citados. Além, é claro, de residências,
hotéis, motéis, cinemas, teatros, hospitais, automóveis, aeronaves e outros.
Em termos de processo, o ar condicionado destina-se a garantir condições
ambientais adequadas à execução de um determinado processo. Apesar das
condições geralmente atenderem ao conforto humano, as necessidades do processo
é que são determinantes para a definição dessas condições. Wang (2001) define
esses sistemas como aqueles que fornecem o controle das condições do ar em um
ambiente fechado para fabricação, estocagem de produtos, dentre outros processos
em pesquisa e desenvolvimento.
As seguintes áreas são exemplos dos campos de aplicação dos sistemas de
condicionamento de ar de processos: indústria têxtil (controle da humidade devido à
higroscopia das fibras), indústria de componentes eletrônicos (devido à oxidação),
46
fabricação de peças de precisão (devido à necessidade de se evitar dilatações
térmicas), indústria farmacêutica (a fim de evitar a contaminação dos
medicamentos), depósitos e etc.
47
4 CÁLCULO DA CARGA TÉRMICA
O dimensionamento de um sistema de condicionamento de ar depende da
estimativa da carga térmica do espaço que se deseja condicionar. O sistema é
dimensionado no sentido de atender a maior solicitação térmica possível, ou seja,
para o caso de um sistema de resfriamento, como é o deste trabalho, toma-se por
base a carga térmica da hora mais quente, do dia mais quente do ano. Assim, se o
sistema for capaz de atender a maior carga térmica do ano, logicamente ele será
capaz de atender menores solicitações.
A carga térmica deve ser calculada em quantas horas do dia forem necessárias
para se determinar seu valor máximo, mas também se pode gerar um gráfico com a
distribuição da carga térmica ao longo do tempo. Esse cálculo costuma ser bastante
complicado e geralmente o uso de programas de computador se faz necessário para
auxiliar a obtenção dos resultados (ABNT NBR 16401-1, 2008).
4.1 METODOLOGIA
A norma brasileira ABNT NBR 16401-1 (2008) destaca alguns métodos de
cálculo da carga térmica, todos descritos nos manuais da ASHRAE. Para situações
mais complexas, é recomendado o uso de programas de computador baseado nos
métodos TFM (Transfer Function Method) ou RTS (Radiant Time Series Method),
detalhados no ASHRAE Fundamentals Handbook (2005).
Esses métodos calculam a carga térmica em, pelo menos, duas etapas: uma
considerando os ganhos de calor na zona térmica e outra considerando a retirada de
calor pelo sistema de climatização. Porém, por maior que sejam os avanços no
estudo e desenvolvimento de programas e métodos, nenhum deles consegue
expressar com total precisão o processo de transferência de calor.
Para sistemas com um pequeno número de zonas é aceitável o uso do método
CLTD/SCL/CLF (Cooling Load Temperature Difference / Solar Cooling Load /
Cooling Load Factor), descrito pelo ASHRAE Fundamentals Handbook (1997). O
método é uma versão simplificada do método TFM, adaptada para cálculo manual.
Trata-se de um método de apenas uma etapa que trabalha com tabelas de fatores e
coeficientes pré-calculados para construções e situações típicas.
48
Apesar de não ser descrito nas versões mais recentes dos manuais de
fundamentos da ASHRAE, o método CLTD/SCL/CLF é tido como válido para as
situações descritas acima e ainda é usado por vários engenheiros para estimativas
de cargas térmicas (ASHRAE Fundamentals Handbook, 2013).
Pelo fato do projeto em questão objetivar a análise de apenas uma zona térmica
(o refeitório do RU) e por se tratar de um método relativamente simples e praticável
para cálculos manuais, foi escolhido o método CLTD/SCL/CLF para o levantamento
da carga térmica. O detalhamento dos cálculos é apresentado no Apêndice B.
4.2 CONDIÇÕES DE PROJETO
A especificação das condições de projeto é um fator de muita influência no
resultado final da estimativa de carga térmica. Essas condições determinam os
parâmetros a serem adotados no procedimento de cálculo para obtenção dos
resultados desejados.
Primeiramente, é necessário definir os dados climáticos de projeto para um dia
típico do mês mais quente do ano. A norma brasileira ABNT NBR 16401-1 (2008)
traz em seu anexo A tabelas que auxiliam na determinação desses parâmetros. Os
dados climáticos da cidade de Goiânia estão contidos na tabela A.5, que é
parcialmente reproduzida na Figura 20.
Figura 20 — Dados climáticos de Goiânia
FONTE: ABNT NBR 16401-1 (2008)
Para projetos comerciais ou residenciais, não críticos (alta exigência), a norma
recomenda a adoção da frequência de ocorrência anual de 1% e seus parâmetros
relacionados. Os dados para a frequência de 1% estão destacados na Figura 21.
Para gerar um perfil teórico da temperatura de bulbo seco no dia de projeto
(temperatura horária de bulbo seco – TBS(h)) deve-se aplicar a seguinte equação:
49
( ) , (5)
Onde é um fator menor que um, tabelado para cada hora do dia, e é a
variação média de temperatura diária no mês mais quente. Os valores de TBS(h)
são apresentados na Tabela 1.
Tabela 1 — Determinação da temperatura horária de bulbo seco
TEMPERATURA HORÁRIA DE BULBO SECO - TBS(h)
Para Goiânia: TBS = 34°C e ΔTmd = 11.7°C
Hora f TBS(h) Hora f TBS(h)
1h 0,87 23,821 13h 0,11 32,713
2h 0,92 23,236 14h 0,03 33,649
3h 0,96 22,768 15h 0 34
4h 0,99 22,417 16h 0,03 33,649
5h 1 22,3 17h 0,1 32,83
6h 0,98 22,534 18h 0,21 31,543
7h 0,93 23,119 19h 0,24 31,192
8h 0,84 24,172 20h 0,47 28,501
9h 0,71 25,693 21h 0,58 27,214
10h 0,56 27,448 22h 0,68 26,044
11h 0,39 29,437 23h 0,76 25,108
12h 0,23 31,309 24h 0,86 23,938
FONTE: Elaborado pelo autor
A ABNT NBR 16401-2 (2008) determina a temperatura de operação e a umidade
relativa dentro da zona analisada para proporcionar conforto térmico. A temperatura
deve estar entre 22,5°C e 25,5°C, para uma umidade relativa de 65%, ou entre
23,0°C e 26,0°C, para uma umidade relativa de 35%. Para este projeto, foi escolhida
uma temperatura operativa de 23,5°C e uma umidade relativa de 65%.
4.3 CARGAS EXTERNAS
As cargas externas são parcelas da carga térmica oriundas de ações externas
sobre o ambiente que se deseja analisar. As seções seguintes destinam-se a
analisar os fatores que compõe a parcela externa da carga térmica do RU.
50
4.3.1 Carga externa devido à insolação em superfícies opacas
Em paredes, coberturas e vidros expostos ao sol, parte da energia solar é
absorvida e outra é refletida. Da energia absorvida, parte retorna ao meio exterior
por convecção e/ou radiação e o restante fica armazenado temporariamente no
interior da parede (cobertura ou vidro), aumentando sua energia interna.
A lei de Newton para transferência de calor determina que o fluxo de energia
térmica seja dado pela equação:
, ( )
onde é o fluxo de calor (W), é o coeficiente global de transferência de calor
(W/m²K ou W/m²°C), é a área da superfície (m²) e é a diferença de temperatura
entre um ponto e outro (°C ou K).
No caso da avaliação da transferência de calor por superfícies opacas (como
paredes, coberturas e vidros), o uso da Eq. (6) desconsidera o armazenamento de
energia no interior das mesmas. A fim de incluir o efeito de armazenamento de
energia pela estrutura, desenvolveu-se uma diferença de temperatura que considera
o calor recebido por insolação e a capacidade térmica da parede, cobertura ou vidro.
A essa diferença de temperatura foi dado o nome de CLTD (diferença de
temperatura para carga de resfriamento, do inglês).
Os valores tabelados de CLTD são calculados considerando uma temperatura
interna de 25°C, uma temperatura externa máxima de 35°C, uma temperatura
externa média de 29°C e uma variação diária de temperatura externa de 12°C
(ASHRAE, 1997). Quando não são tendidos os valores especificados, é necessário
fazer a correção do CLTD de acordo com a equação:
( ) ( ), ( )
onde é a temperatura interna e é a temperatura externa média dada pela
temperatura externa máxima menos a metade da variação diária.
Assim, para calcular a carga térmica devido à insolação em paredes, coberturas
e vidros, substitui-se o termo por CLTD na Eq. (6), resultando na seguinte
relação:
51
( ). (8)
Como o CLTD considera a capacidade térmica da estrutura, é necessário definir
previamente a composição de cada uma delas para, posteriormente, definir os
valores dos coeficientes globais de transmissão de calor e, só então, selecionar os
valores adequados de CLTD.
Gerner (2012) realizou experimentos em laboratório a fim de determinar os
coeficientes globais de transmissão de calor de materiais de construção utilizados no
Brasil. A partir dos valores tabelados por Gerner (2012) foram definidos os valores
para os materiais usados no RU, conforme a Tabela 2.
Tabela 2 — Coeficientes globais de transferência de calor para superfícies do RU
SUPERFÍCIE ESPESSURA U (W/m²K)
Parede de alvenaria
Tijolo de Barro comum, argamassa em ambos os lados 15 cm 2,54396
Tijolo de Barro comum, argamassa em ambos os lados 25 cm 2,03798
Cobertura
Telhado de fibrocimento com forro de gesso 3 cm (forro) 2,61356
Vidros
Vidro simples 3 cm 6,4905
FONTE: Gerner, 2012
Os valores de CLTD adotados, considerando os componentes das estruturas do
RU e seus respectivos coeficientes globais de transmissão de calor, são listados nas
Tabelas 3, 4 e 5. Os valores apresentados foram obtidos pela interpolação dos
dados contidos nas tabelas da ASHRAE (1997), Ferrari Junior (2006) e Chaiyapinunt
et al. (2004). As orientações das paredes externas estão destacadas na Tabela 3.
52
Tabela 3 — CLTD para as paredes
Hora NE NO SO SE N L S O
1 9,09 13,1 12,1 7,73 9,09 8 8,45 14,5 2 8,09 12,1 10,1 7,36 8,09 7 7,45 12,5 3 7,09 10,1 9,09 6,36 6,73 6,36 6,09 11,1 4 5,73 8,73 7,73 5,36 6,36 5,36 5,73 9,45 5 5,36 7,73 6,73 5 5,36 5 4,73 8,09 6 4,36 6,73 5,73 4,36 4,36 4 4,36 7,09 7 4,36 5,36 5,36 4 4 4,27 4,36 6,36 8 5,64 5 5 4,64 4,64 4,91 4,36 5,36 9 7,55 5,27 4,64 7,27 4,91 7,45 5,73 5,64
10 10,8 5,91 5,27 9,91 6,18 10 7,45 6,27 11 13,8 6,55 6,55 12,5 7,18 12,9 9,18 6,91 12 16,5 7,55 7,18 14,2 8,82 14,8 11,2 7,55 13 17,8 8,82 8,82 15,8 10,2 15,8 12,5 9,18 14 18,5 10,8 10,5 16,2 12,2 16,2 14,2 10,5 15 18,9 13,5 12,1 16,2 13,5 16,2 14,8 13,7 16 18,6 16,5 14,4 16,2 14,9 15,9 15,5 16,4 17 18,6 19,5 16,4 15,9 15,6 15,6 15,5 20 18 18 22,5 18,4 15,9 16,6 14,7 15,5 23,4 19 16,4 23,2 19,5 14,6 16 14,5 14,5 25,1 20 15,1 22,9 19,5 13,6 15,4 13,5 13,8 25,2 21 14,1 21,6 18,6 12,4 14,4 12,3 12,8 23,6 22 12,5 19,4 17 11,4 12,7 11,3 11,8 21,4 23 11,5 17,7 14,7 10,4 11,7 10 10,8 19,1 24 10,1 15,1 13,7 8,73 10,1 9 9,45 17,1
FONTE: Elaborado pelo autor
Tabela 4 — CLTD para a cobertura
Hora CLTD Hora CLTD Hora CLTD
1h 13,8 9 11,7 17 33,1 2h 12,7 10 15 18 31,3 3h 11,7 11 19,2 19 27,9 4h 10,6 12 23,1 20 24,5 5h 9,81 13 27 21 21,2 6h 8,97 14 30,1 22 18,7 7h 8,54 15 32,2 23 16,9 8h 9,11 16 33,3 24 15,6
FONTE: Elaborado pelo autor
53
Tabela 5 — CLTD para a condução em vidros
Hora CLTD Hora CLTD Hora CLTD
1h 1 9h 1 17h 7
2h 0 10h 2 18h 7
3h -1 11h 4 19h 6
4h -1 12h 5 20h 4
5h -1 13h 7 21h 3
6h -1 14h 7 22h 2
7h -1 15h 8 23h 2
8h 0 16h 8 24h 1
FONTE: ASHRAE Fundamentals Handbook, 1997
4.3.2 Carga externa devido à insolação através de superfícies transparentes
Três fenômenos ocorrem quando uma superfície transparente recebe incidência
solar: absorção de energia pelo material, reflexão e transmissão de calor para o
ambiente que se encontra do lado oposto ao da exposição ao sol. No caso do
cálculo da carga térmica para janelas e vidros, é de interesse a análise da parcela
que é absorvida.
Edições anteriores ao ASHRAE Fundamentals Handbook (1997) tabelavam
valores máximos de fatores de ganho de calor solar (SHGF) para vidros expostos ao
sol ou com algum elemento externo de sombreamento. O fator SHGF era usado
como um ganho de calor de entrada para o cálculo dos fatores de carga de
resfriamento (CLFs).
Esse considerava algumas variáveis que tornavam o cálculo mais complexo
(presença ou não de sombreamento, elementos construtivos internos, mobiliário,
etc.). Além disso, os resultados não consideravam variações significantes na carga
de resfriamento devido a fatores como diferentes latitudes, diferentes meses e
outros.
Um novo termo, chamado solar cooling load (SCL), foi estudado e introduzido nas
formulações para melhor aproximar as cargas de resfriamento devido à insolação
em superfícies transparentes. Assim, a parcela da carga de resfriamento causada
pela radiação através de vidros e janelas é calculada por:
( )( ), ( )
54
onde SC é um fator de sombreamento (no caso do RU, não há sombreamento, logo
SC = 1) e A é a área dos vidros e janelas, conforme plantas de arquitetura.
A Tabela 6 mostra os valores de SCL adotados para o tipo de zona do refeitório
do RU com as orientações dos vidros em destaque. Os valores apresentados foram
obtidos a partir da extrapolação dos dados apresentados nas tabelas da ASHRAE
(1997) e Lindsey (1991).
Tabela 6 — SCL para vidros
Hora N NE L SE S SO O NO
1 25,4 39,2 43,03 30,72 11,9 39,26 69,92 65,91 2 26,72 35,97 41,12 27,49 13,3 37,35 63,89 59,89 3 23,49 33,18 33,34 25,57 10,5 30,89 58,75 52,12 4 18,94 29,95 30,11 22,34 11,8 29,41 52,29 45,66 5 18,94 24,09 25,57 17,8 8,55 26,18 44,51 42,43 6 48,35 -674 112,3 55,21 15,2 29,57 48,35 44,51 7 93,77 270,8 293,2 147,1 35,4 51,58 66,69 61,98 8 93,77 330 366,7 198,3 52,9 65,37 79,61 75,77 9 89,4 334,3 378,6 209,3 55,7 79,61 89,73 90
10 94,55 292,4 338,8 192,6 50,1 88,86 99,86 99,26 11 101 218,8 259,8 150,8 50,4 94,01 107,6 105,7 12 107 179,2 201 119,5 53 84,01 115,4 108,9 13 105,7 172,8 185,3 130,8 50,4 111,6 167,7 139,4 14 107 161,8 175,6 128,7 54,2 161,2 265,6 229,7 15 108,3 151,2 163,1 120,3 64,5 212,7 354,3 311,4 16 115,9 137 147,4 107,9 70,8 231,5 411,2 361,6 17 128,3 119,9 127,2 92,15 59,6 216,5 404,6 365,1 18 92,09 91,92 98,72 69,98 40,2 133,1 253,7 233,9 19 53,6 74,29 82,84 58,21 28,9 83,24 148,4 137,6 20 48,89 69,14 74,46 48,52 23,7 71,46 127,3 113,5 21 42,43 58,14 65,21 43,81 21,8 63,52 109,7 96,46 22 39,2 52,12 58,75 41,89 20,3 55,58 97,24 88,09 23 31,43 48,89 52,29 35,43 17,1 50,43 88,86 78,83 24 28,63 42,43 50,81 32,64 15,2 45,72 79,61 72,37
FONTE: Elaborado pelo autor
4.3.3 Cargas externas devido a partições
Partição é todo elemento físico que divide internamente dois ambientes em uma
edificação. Sempre que um espaço condicionado estiver adjacente a um espaço
55
com uma diferente temperatura, haverá transferência de calor por meio das
partições. Essa transferência de calor deve ser considerada e é dada por:
( ), (1 )
onde é o coeficiente global de transmissão de calor da partição (W/m²K ou
W/m²°C), é a área da partição (m²) e e são, respectivamente, a temperatura
do espaço adjacente e a temperatura interna de projeto (constante) do ambiente
condicionado (K ou °C).
Nesse trabalho, a temperatura do espaço adjacente foi considerada como igual à
temperatura de bulbo seco para cada hora do dia. A temperatura interna de projeto
do espaço condicionado foi considerada como 23,5°C para os horários de
funcionamento do refeitório (das 11h às 14h, para almoço, e das 17h às 19h, para
jantar) e igual à temperatura horária de bulbo seco para as demais horas do dia.
4.4 CARGAS INTERNAS
As várias cargas internas consistem de transferências de calor latente e sensível
devido aos ocupantes, processos, aparelhos, iluminação e/ou outras fontes. A carga
de iluminação é composta apenas por calor sensível. A conversão de ganho por
calor sensível para carga de resfriamento do ambiente é influenciada pelas
características de armazenamento térmico do ambiente. Portanto, essa conversão é
sujeita a fatores de carga de resfriamento (CLFs) adequados, para considerar o
atraso, causado pela massa das estruturas, da carga de resfriamento.
Deseja-se que o sistema de condicionamento de ar do refeitório do RU seja
desligado durante a noite (após o horário do jantar) e nos finais de semana (após o
horário de almoço de sábado). Para casos como esse, o ASHRAE Fundamentals
Handbook (1997) determina a adoção de um CLF com valor igual a 1.
4.4.1 Pessoas
A parcela de carga térmica de resfriamento devido aos calores transmitidos pelos
ocupantes de um recinto é composta por uma parte latente e outra sensível. A parte
latente pode ser considerada como uma carga instantânea de resfriamento. Já a
56
parte sensível primeiramente é absorvida pela envoltória antes de ser convertida em
carga, por isso se faz necessário o uso do CLF para avaliar instantaneamente a
contribuição desse componente na carga térmica de resfriamento.
A carga instantânea de resfriamento devido aos ocupantes é dada por:
[( )( ) ], (11)
onde N é o número de ocupantes do ambiente (a capacidade máxima do RU é para
288 ocupantes), e e são, respectivamente, os ganhos de calor sensível e
latente (em watts). Os valores são encontrados na tabela C.1 da ABNT NBR 16401-
1 (2008), reproduzida parcialmente na Figura 21.
Figura 21 — Taxas típicas de calor liberado por pessoas
FONTE: ABNT NBR 16401-1 (2008)
4.4.2 Iluminação
A principal fonte de calor da iluminação vem de elementos emissores de luz. No
caso de luminárias incandescentes, o calor é proveniente do aquecimento do
filamento da lâmpada. No caso de luminárias fluorescentes, o calor é proveniente
principalmente do aquecimento do reator presente nas mesmas. O cálculo desse
componente de carga não é tão simples, uma vez que a taxa de ganho de calor em
um dado momento não reflete necessariamente a potência das luminárias.
Apenas uma parte da energia das luminárias é dissipada por convecção, que é
instantaneamente convertido em carga de refrigeração. O restante está na forma de
radiação, e afeta o espaço condicionado só depois de ter sido absorvido e relançado
pelas paredes, pisos, móveis, etc. Esta energia absorvida contribui para a carga de
resfriamento do ambiente só depois de certo de tempo, com parte dessa energia
57
reirradiada e ainda presente no ambiente mesmo depois do desligamento das
lâmpadas.
A carga de resfriamento devido à iluminação é dada por:
( )( )( ), (1 )
onde é a potência nominal da lâmpada (neste trabalho foram consideradas
lâmpadas de 30 watts), é o fator de uso da luminária (uso comercial: 1) e
é o fator de tolerância especial da luminária (lâmpada fluorescente: 1, ).
4.4.3 Diversas
Serão consideradas cargas diversas aquelas que não são provenientes das
pessoas e da iluminação. No caso do RU, além das cargas internas já descritas,
deve-se considerar o calor lançado no ambiente por conta dos dois tanques de água
quente que mantém os alimentos aquecidos.
A tabela C.8 da ABNT NBR 16401-1 (2008) apresenta as taxas típicas de
dissipação de calor de um aquecedor de alimentos de água quente por metro cúbico
de banho, conforme reproduzido na Figura 22.
Figura 22 — Dissipação de calor de um aquecedor de alimentos de água quente
FONTE: ABNT NBR 16401-1 (2008)
A fim de definir o volume dos tanques, foi realizada a medida dos mesmos, no
local, com o uso de uma trena. Os valores das dimensões medidas são: 440 mm
(altura), 250 mm (largura) e 2200 mm (comprimento). Assim, o volume de cada
tanque é 0,242 m³.
58
4.5 CARGAS DE VENTILAÇÃO E INFILTRAÇÃO
A troca de ar entre o exterior e o interior de uma edificação pode ser dar por dois
meios: ventilação e infiltração. O ar exterior que adentra ao sistema necessita ser
refrigerado para se adequar às condições desejadas, gerando, portanto, uma carga
de resfriamento.
A ventilação é introdução intencional de ar a partir do exterior em um edifício, ela
pode ser natural ou mecânica (ASHRAE Fundamentals Handbook, 2013). A norma
ASHRAE Standard 62 (2004) apresenta os requisitos mínimos de ventilação para
manter a qualidade do ar interior para os ocupantes (reprodução parcial da tabela na
Figura 23). O calor dessa parcela de ar não influencia nas condições do ambiente,
uma vez que entra no sistema antes de passar pelo processo de resfriamento e só
então é insuflado.
Figura 23 — Taxas mínimas de ventilação
FONTE: ASHRAE Standard 62.1 (2004)
A infiltração é o fluxo de ar externo para o interior de um edifício através de
fendas ou outras aberturas não intencionais e através da utilização normal de portas
(ASHRAE Fundamentals Handbook, 2013). O calor dessa parcela tem contato direto
com o ambiente, influenciando as condições do mesmo.
Algumas formulações e tabelas do ASHRAE Fundamentals Handbook (1997)
fornecem meios de se calcular a vazão e o ganho de calor oriundo da infiltração de
ar. Porém, verificou-se nos cálculos (Apêndice B) que essa parcela pode ser
59
desconsiderada para o caso do refeitório do RU, devido à existência de uma área de
infiltração muito pequena, o que resulta numa vazão desprezível.
Assim, será considerado apenas o calor devido o ar de ventilação. O calor total
de ventilação pode ser encontrado por meio da seguinte equação:
( ), (13)
onde é a vazão do ar de ventilação (l/s) e e são, respectivamente, as
entalpias do ar externo e do ar interno (kJ/kg). As entalpias podem ser encontradas
por meio do uso de uma carta psicrométrica adequada para a altitude de Goiânia
(747 metros), tendo em mãos a umidade absoluta do ar externo (w = 19,3 g/kg de ar
seco), as temperaturas externa e interna (TBS(h) e temperatura de projeto) e a
umidade relativa no interior do ambiente condicionado (Φ = 5%).
4.6 CARGA TOTAL DE RESFRIAMENTO
A carga total de resfriamento é dada pela soma de todas as parcelas previamente
calculadas. Por meio dos métodos descritos, chegou-se a uma carga total de
resfriamento no valor de 130 kW (aproximadamente 443500 BTU/h ou 37 TR). A
distribuição da carga térmica ao longo do dia é ilustrada na Figura 24. Como dito
anteriormente, o detalhamento dos cálculos é apresentado no Apêndice B.
Nota-se que a carga térmica se mostra mais acentuada entre 11 e 14h e entre 17
e 19h. Isso é devido ao fato de serem esses os horários de funcionamento do
restaurante, nos quais há a ocupação do ambiente por pessoas e a contribuição das
demais parcelas de cargas internas.
O software Hourly Analysis Program (HAP), desenvolvido pela Carrier, foi usado
a fim de validar os resultados encontrados nos cálculo de carga térmica. O programa
é baseado no método TFM, que é uma versão mais elaborada do método
CLTD/SCL/CLF (como dito anteriormente). Por ele, chegou-se a um valor estimado
para a carga térmica de 120 kW.
60
Figura 24 — Resultado da carga térmica total para o dia mais quente do ano
FONTE: Elaborado pelo autor
A diferença entre os resultados (cerca de 7,5%) se deve ao fato de o método
TFM ser mais preciso que o método CLTD/SCL/CLF e ao fato de os coeficientes
globais de transmissão de calor calculados pelo programa terem sido um pouco
menores que aqueles tabelados para materiais de construção usados no Brasil e
usados nos cálculos manuais. Apesar da diferença, o resultado encontrado
manualmente pode ser tido como válido e será o valor considerado no
dimensionamento dos sistemas a serem analisados.
0
20000
40000
60000
80000
100000
120000
140000
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24
Wat
ts
Horas
Carga Térmica
61
5 ALTERNATIVAS DE PROJETO
Algumas alternativas de projeto podem ser pensadas para o caso do refeitório do
RU. Tendo em vista apenas a carga térmica estimada, pode-se optar pela instalação
de vários aparelhos mini slipts, como é o caso do antigo Restaurante Executivo do
Campus I (atualmente é usado esporadicamente como um refeitório extra do
restaurante). Porém, além do conforto térmico, a tecnologia de AVAC também é
destinada a proporcionar qualidade aceitável do ar interior em ambientes fechados.
Segundo a Resolução Normativa RN 02 (2003) da Associação Brasileira de
Refrigeração, Ar Condicionado, Ventilação e Aquecimento (ABRAVA), um sistema
de condicionamento de ar deve promover a renovação do ar ambiente com ar
exterior de qualidade aceitável a fim de reduzir, por diluição, a concentração de
poluentes gasosos e vapores gerados internamente.
Assim, a instalação de mini splits não é recomendada, pois esses aparelhos não
oferecem a renovação de ar no espaço condicionado, podendo aumentar a
concentração de substâmcias tóxicas (como o gás carbônico) no ar. A renovação de
ar também é necessária para evitar a proliferação de micro-organismos nocivos à
saúde humana, mais detalhes podem ser encontrados na resolução nº 9 de 2003 da
Agência Nacional de Vigilância Sanitária (ANVISA).
Essa resolução fornece uma orientação técnica sobre padrões de qualidade de ar
no interior de ambientes de uso público e coletivo, climatizados artificialmente. Nela
fica determinada a necessidade de renovação de ar nos ambientes citados e, como
os aparelhos tipo mini split não atendem essa solicitação, fica descartado o seu uso.
Pelo mesmo pode se descartar o uso do moderno sistema de vazão de
refrigerante variável (VRV), que funciona como um sistema split no qual várias
unidades evaporadoras (aquelas que são instaladas no interior dos ambientes que
se deseja condicionar) são ligadas a uma mesma unidade condensadora (unidade
instalada externamente).
Além de não proporcionar renovação de ar, os sistemas VRV são mais indicados
para aplicações nas quais se tem diversas zonas térmicas distintas, com diferentes
horários de solicitação (GOETZLER, 2007). Exemplos práticos de aplicações de
sistemas VRV são hospitais, hotéis, edifícios comerciais (com salas de escritório),
escolas, etc.
62
Comercialmente, as soluções mais indicadas para aplicação em refeitórios de
restaurantes são sistemas self contained, chillers ou os chamados splitões. Tratam-
se de sistemas centrais que tem promovem a renovação de ar no ambiente
condicionado (ou mistura do ar de recirculação com o ar externo), cujo insuflamento
pode ser feito por meio de uma rede de dutos.
Nas seções seguintes, cada uma dessas possíveis soluções será abordada e
então será feita a comparação entre os seus respectivos desempenhos. Ao final,
será ralizada a escolha do sistema que possuir a melhor eficiência energética.
5.1 SISTEMA SELF-CONTAINED
Sistemas tipo self-contained (popularmente chamados de “selfs”) são
relativamente simples. Projetados para serem aparelhos tipo janela de grande porte,
apresentam como principal característica o fato de abrigarem em seu gabinete todos
os equipamentos inerentes ao processo de climatização (filtragem, umidificação,
desumidificação, aquecimento, refrigeração, ventilação e insuflamento). Os
equipamentos de ar condicionado self-contained podem ser instalados diretamente
no ambiente ou em uma casa de máquinas, desta forma, o ar é insuflado no
ambiente que se deseja condicionar por meio de dutos.
Aparelhos de ar condicionado de janela recebem esse nome por serem
fabricados em tamanhos suficientemente pequenos de modo a se encaixar no
espaço de uma janela padrão. Um esquema do funcionamento de um aparelho de
janela é mostrado na Figura 25.
Os “selfs” disponibilizados comercialmente operam na faixa entre 5 e TR (CIA
DO FRIO). Eles podem ser utilizados em ambientes que acomodem grande
quantidade de pessoas ou em locais que necessitam de alta qualidade do ar
insuflado. Além disso, esses sistemas permitem atualizar as variações nas
demandas de ar insuflado e apresentam baixo custo de instalação e manutenção
(BASTO, 2007).
63
Figura 25 — Funcionamento de um ar condicionado de janela
FONTE: howstuffworks.com
Sistemas self-contained (Figura 26) podem ser classificados de acordo com a
forma como é realizada a condensação, que pode ser a ar ou a água. A primeira
forma pode ser dividida em dois tipos: condensação a ar acoplado e condensação a
ar remoto. No primeiro tipo, existe um ventilador centrífugo usado para movimentar o
ar entre as aletas do condensador. Na condensação a ar remoto, a unidade
evaporadora é instalada próxima (ou internamente) ao ambiente a ser condicionado,
com a unidade condensadora sendo instalada externamente.
Os sistemas com condensação a ar remoto são semelhantes aos sistemas split
(que serão abordados na próxima seção), porém, eles apresentam o compressor
instalado juntamente com a unidade evaporadora, resultando num nível de ruído
maior em aplicações nas quais essa opção é empregada. A Figura 27 ilustra um
sistema com condensação a ar remoto.
O uso de condensação a água é indicado para aplicações com carga térmica
superior a 14 TR, sendo necessária a instalação de torres de arrefecimento, o que
64
onera a instalação em cerca de 30% (CREDER, 2004). O condensador a ar é mais
simples e mais barato, porém, pode apresentar eficiência ligeiramente menor
(FERRARI JUNIOR, 2006).
Pirani (200?) apresenta vantagens e desvantagens para os sistemas de
condicionamento de ar tipo self-contained. As vantagens listadas são: a maior
simplicidade de instalação, menor custo por TR (geralmente), fabricação seriada
com aprimoramentos técnicos constantes, garantia de desempenho por testes de
fábrica, manutenção e reposição de peças mais eficientes e econômicas, maior
rapidez de instalação e grande versatilidade para projetos.
Figura 26 — Condicionador self-contained
FONTE: Miller & Miller, 2008
65
Figura 27 — Sistema self-contained com condensação a ar remoto
FONTE: Silva, 2003
5.2 SISTEMA SPLIT
Sistemas tipo split são muito parecidos com ossistemas tipo self-contained. A
principal diferença entre eles é o fato de que, no caso do split, a unidade
condensadora (onde está localizado o compressor) ficar separa da unidade
evaporadora (do inglês, “split” significa divisão). As unidades devem ser interligadas
por tubulações de cobre, dentro das quais circulará o fluido refrigerante.
É comum ver em aplicações cotidianas os splits tipo hi-wall, popularmente
conhecidos apenas como splits (ou mini splits). Porém, assim como no caso dos
aparelhos de janela, existe um sistema semelhante projetado para aplicações de
grande porte e que podem ser dutados. Esse split de grande é popularmente
conhecido como “splitão”.
A capacidade dos ares condicionados tipo splitão varia entre 10 e 53 TR. Os
fluidos refrigerantes utilizados na maioria dos aparelhos encontrados no mercado
são o R-407c e o R-410a (CIA DO FRIO, CARRIER DO BRASIL). Uma
representação esquemática de um sistema split é mostrada na Figura 28.
66
Figura 28 — Condicionador de ar tipo split
FONTE: howstuffworks.com
5.3 ÁGUA GELADA
Quando os comprimentos das tubulações de fluido refrigerante dos casos
apresentados anteriormente tornam-se muito grandes (provocando grandes perdas
de carga e superando os limites indicados por fabricantes), centrais de água gelada
(Figura 29) apresentam-se como uma opção de projeto. Trata-se de um sistema de
ar condicionado que funciona por expansão indireta e, devido à facilidade de
distribuição da água gelada ao longo da edificação, mantém as máquinas agrupadas
num mesmo local, sendo muito difundido atualmente (CREDER, 2004).
Nestes sistemas, o ar do ambiente a ser climatizado troca calor com um fan-coil
(equipamento composto por um ventilador e uma serpentina). Na serpentina existe
água fria em circulação, proveniente da máquina de refrigeração, chamada chiller
(Figura 30). A água entra no fan-coil numa temperatura em torno de 7ºC e deixa o
equipamento por volta de 12ºC (SILVA, 2003). O calor retirado do ambiente pela
água em circulação é trocado com o fluido refrigerante, que resfria a água e permite
que a mesma percorra o ciclo novamente.
67
Figura 29 — Sistema completo de condicionamento de ar empregando água gelada
FONTE: Miller & Miller, 2008
Figura 30 — Ciclo de refrigeração em um chiller centrífugo do tipo hermético
FONTE: Miller & Miller, 2008
Os chillers encontram-se disponíveis de 425 a 2500 TR (MILLER & MILLER,
2008). A água gelada é canalizada e distribuída para toda a edificação, para levar a
água até os fan-coils e promover as trocas de calor. Os fan-coils podem ser dutados.
68
Segundo fabricantes, se for bem isolada, praticamente não haverá limitações quanto
comprimento da tubulação de água gelada.
5.4 COMPARAÇÃO E SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO
Segundo Ferrari Junior (2006), centrais de água gelada apresentam uma
eficiência maior quando comparadas com a opção self-contained, porém, essa maior
eficiência só é compensada para grandes capacidades, devido aos altos custos
iniciais (para instalação) e custos de manutenção. Considerando também a faixa de
carga térmica que os equipamentos disponíveis no mercado abrangem (de 425 a
2500 TR), conclui-se que uma central de água gelada não é uma opção indicada
para ser implementada para condicionar o ar do refeitório do RU.
Descartada a opção de projeto usando um sistema de água gelada, restam os
equipamentos tipo self-contained e tipo splitão como alternativas para escolha. A
Carrier do Brasil disponibiliza, em seu site, catálogos de ambos os sistemas para a
seleção desses equipamentos. De posse do valor calculado da carga térmica
(130kW ou 37 TR) e da vazão necessária de ar (1345,5 l/s ou 4843,8 m³/h, calculada
juntamente com a carga térmica – vide Apêndice B), pode-se chegar aos
equipamentos que satisfaçam o projeto.
Para o caso do self-contained, foram analisadas apenas opções de condensação
ar. Como esses equipamentos encontram-se disponíveis até 15 TR (CARRIER DO
BRASIL), será necessário lançar mão do uso de três unidades dos mesmos. Assim,
pelos catálogos da Carrier do Brasil (Figuras 31 e 32), foram escolhidos o self-
contained 40BX14 (para condensação ar incorporado) e 40BZ14 (para condensação
a ar remoto).
69
Figura 31 — Tabela de seleção de aparelho self-contained (condensação a ar incorporado)
FONTE: Carrier do Brasil
Para avaliar a eficiência global desses equipamentos foi usada a Eq. (4), que
define o EER. O índice de eficiência energética calculado para o sistema self-
contained com condensação a ar incorporado foi de 8,8 BTU/h/W. Para o self-
contained com condensação a ar remoto, o ERR calculado foi 10,1 BTU/h/W.
Figura 32 — Tabela de seleção de aparelho self-contained (condensação a ar remoto)
FONTE: Carrier do Brasil
70
Para o splitão, a análise dos catálogos da Carrier do Brasil (Figura 33) resultou
na seleção de duas unidades evaporadoras modelo 40VX20 da linha EcoSplit, que
tem dois circuitos frigoríficos, vindo com duas unidades condensadoras 38EX_10. A
escolha de duas unidades evaporadoras se deve ao fato de essa opção melhor se
adequar ao traçado da rede de dutos, que será abordado no próximo capítulo.
Figura 33 — Tabela de seleção do equipamento splitão
FONTE: Carrier do Brasil
Para os equipamentos da linha selecionada, os catálogos fornecem tabelas que
relacionam os valores de EER dos equipamentos para algumas faixas de operação.
Esses valores foram obtidos por meio de testes de aplicação realizados na fábrica e
são mostrados na Figura 34.
A seleção do equipamento será feita pela comparação entre os valores de EER.
Em uma primeira avaliação, a opção de self-contained com condensação a ar
integrado é descartada, uma vez que a mesma apresenta um valor de EER menor
em relação às demais opções (8,8 contra 10,1, do self com condensação a ar
remoto, e 10,5, do splitão).
Na comparação entre o self com condensação a ar remoto e o splitão devem ser
feitas algumas ponderações. A diferença entre os valores de EER desses
equipamentos é relativamente pequena, com vantagem para o splitão. Além disso,
por utilizar um compressor inverter, a linha EcoSplit pode apresentar uma eficiência
energética ainda maior em cargas parciais (Figura 34). Assim, optou-se pela seleção
do equipamento EcoSplit da Carrier do Brasil citado anteriormente.
71
Figura 34 — Tabela de eficiência energética da linha EcoSplit (reprodução parcial)
FONTE: Carrier do Brasil
72
6 CAPTAÇÂO E DISTRIBUIÇÃO DE AR
Em um sistema de ar condicionado central, como o que está sendo projetado, o
ar a ser condicionado é captado do ambiente externo, misturado com parte do ar
interno e, após ser condicionado, é distribuído no ambiente por meio de uma rede de
dutos (para transporte do ar) e de bocas de insuflamento.
Neste capitulo será abordado o dimensionamento da rede de dutos, a seleção
das bocas de insuflamento, grelhas e venezianas e será apresentado um fluxograma
de ar para ilustrar a disposição desses componentes no ambiente.
6.1 DIMENSIONAMENTO DA REDE DE DUTOS
Antes de se dimensionar a rede de dutos, é necessário definir o traçado da
mesma. Silva (2003) diz que não existem regras para a definição desse traçado,
porém aconselha que ela deve ser feita de modo a proporcionar uma distribuição
racional de ar pelo ambiente, com adaptação estética e com o mínimo de
interferência nos demais elementos da edificação (estruturas, luminárias, etc.).
Figura 35 — Traçado da rede de dutos
FONTE: Elaborado pelo autor
73
A Figura 35 ilustra o traçado escolhido. Devido à insuficiência de informações
referentes ao projeto estrutural da edificação, optou-se por colocar a rede de dutos
internamente ao ambiente. Isso não representa problemas em âmbito estético e nem
em âmbito funcional. A disposição atual das luminárias foi considerada no traçado
da rede, que foi definido de modo a não interferir no posicionamento das mesmas.
O ASHRAE Fundamentals Handbook (2013) apresenta dois métodos de
cálculo para o dimensionamento da rede de dutos: o método de igual atrito e o
método da recuperação da pressão estática. Neste trabalho será empregado o
método de igual atrito.
Pelo método de igual atrito, todos os dutos são dimensionados de modo a se ter
a mesma perda de carga por unidade de comprimento do duto. Yamane & Saito
(1986) dizem que, geralmente, usa-se um valor de perda de pressão, por metro de
comprimento, entre 0,1 e 0,2 mmH2O (0,98 e 1,96 Pa). A Figura 36 mostra um ábaco
usado para se relacionar a perda de carga unitária com o diâmetro equivalente do
duto e a velocidade do ar corrente em seu interior.
Figura 36 — Ábaco para perdas por atrito em dutos circulares
FONTE: ASHRAE Fundamentals Handbook, 2013
74
Para se determinar as dimensões do duto, deve-se conhecer a velocidade da
corrente de ar no interior do mesmo. As velocidades recomendadas para ar corrente
em dutos são apresentadas na Figura 37. De posse da velocidade e da vazão,
verifica-se a perda de carga, caso a mesma seja satisfatória, as dimensões do duto
são definidas.
Figura 37 — Velocidades máximas recomendadas do ar em dutos (m/s)
FONTE: Yamane & Saito, 1986
A vazão em cada duto deverá ser metade da vazão total, ou seja, 672,75 l/s
(2421,9 m³/h). Arbitrando uma velocidade de 7 m/s, temos, pelo ábaco da Figura 36,
uma perda pressão por atrito de cerca de 0,16 mmH2O. Portanto, a velocidade
escolhida acarreta numa perda de pressão unitária dentro do desejado. Para essa
velocidade e essa vazão, tem-se um diâmetro equivalente para o duto de,
aproximadamente, 340 mm.
Como pode ser visto no traçado apresentado na Figura 35, não existirão dutos
ramais, apenas os dutos principais, onde serão colocadas as bocas de insuflamento.
Por questões estéticas, o duto terá a mesma seção transversal ao longo de todo o
seu comprimento.
Para o caso do RU, foi selecionado um duto giroval (Figura 38), fabricado pela
Refrin, com altura de 200 mm e diâmetro equivalente de 365 mm (Figura 39). O duto
giroval se adequa bem à estética do ambiente e é usado em diversas aplicações de
AVAC, como shopping centers, supermercados e também em restaurantes.
75
Figura 38 — Duto giroval
FONTE: refrin.com.br
Figura 39 — Tabela de seleção de dutos girovais (reprodução parcial)
FONTE: refrin.com.br
6.2 BOCAS DE INSUFLAMENTO
Depois de ser impulsionado através dos dutos, o ar deve ser distribuído no
ambiente por meio dar bocas de insuflamento. Essas bocas devem ser
cuidadosamente dimensionadas de modo a assegurar uma distribuição uniforme do
ar a uma altura adequada acima do piso — cerca de 1,50 m acima do piso
(CREDER, 2004).
No projeto em questão, foi definido que os as bocas (no caso, difusores) ficarão
posicionadas lateralmente nos dutos, sendo 10 bocas em cada linha da rede
(totalizando 20 difusores). Para a seleção dos difusores, é necessário se conhecer a
vazão em cada um deles. Como é desejada uma vazão constante nos difusores,
76
divide-se a vazão total pelo número de bocas, chegando a uma vazão de 242,2 m³/h
por difusor.
Consultando os catálogos da Tropical (Indústrias Tosi), foi selecionado o difusor
DI-1 com dimensões de ” x ” (Figura 0), que tem capacidade para uma vazão
de até 255 m³/h. Como os difusores estão posicionados lateralmente aos dutos, eles
atendem seguramente os parâmetros previamente definidos para distribuição do ar a
uma altura adequada acima do piso.
Figura 40 — Tabela de seleção do difusor de ar (reprodução parcial)
FONTE: Tropical (Indústrias Tosi)
Optou-se por distribuir os difusores nos dutos de forma equidistante e simétrica.
A fim de definir o espaçamento entre as bocas foi realizado um cálculo relativamente
simples. Considerando o comprimento do duto como sendo 20 metros e conhecendo
a quantidade e as dimensões dos difusores no duto (1 de ” x ” por duto), uma
simples divisão nos dá um espaçamento de 3,75 m.
6.3 CAPTAÇÃO DE AR
Em aplicações práticas, é comum a mistura do ar do ambiente com o ar externo
numa proporção de 20% e 80%, respectivamente. Essa mistura configurará a porção
de ar a ser condicionada. Para a captação do ar, são usadas venezianas de tomada
de ar externo e grelhas de retorno. As grelhas e venezianas são cuidadosamente
selecionadas de modo a garantir as proporções de mistura.
6.3.1 Tomada de ar externo
Para a tomada de ar externo, deve ser permitida a entrada de uma vazão de ar
de 3875 m³/h (80% da vazão requerida). Consultando os catálogos da Tropical
77
(Indústrias Tosi), são selecionadas duas unidades da veneziana TAE de dimensões
900x600 mm. Os dados da veneziana selecionada são apresentados na Figura 41.
Figura 41 — Tabela de seleção de veneziana de tomada de ar externo (reprodução
parcial)
FONTE: Tropical (Indústrias Tosi)
6.3.2 Retorno de ar
Para o retorno do ar, as grelhas devem garantir uma vazão de 968,8 m³/h de ar
(20% da vazão requerida). Consultando o catálogo da Tropical (Indústrias Tosi), são
selecionadas três unidades da grelha RHN de dimensões 500x200 mm. Os dados
da grelha selecionada são apresentados na Figura 42.
Figura 42 — Tabela de seleção de grelha de retorno (reprodução parcial)
FONTE: Tropical (Indústrias Tosi)
6.4 FLUXOGRAMA DE AR
O fluxograma de ar é apresentado na Figura 43. O design foi pensado de modo a
assegurar uma distribuição simétrica do ar. Como dito anteriormente, a disposição
das luminárias foi levada em consideração no posicionamento dos dutos, sendo que
cada duto é ligado independentemente a uma unidade evaporadora. No desenho
são indicados os fluxos de ar de retorno e de tomada de ar externo, com suas
respectivas vazões.
78
Figura 43 — Fluxograma de ar
FONTE: Elaborado pelo autor
79
7 CONSIDERAÇÕES FINAIS
O principal objetivo deste trabalho era o projeto de um sistema de ar
condicionado para o refeitório do Restaurante Universitário do Campus Colemar
Natal e Silva da Universidade Federal de Goiás. O projeto deveria seguir os
preceitos estabelecidos nas normas da ABNT, ASHRAE e demais entidades
reguladoras com alguma relação com este campo do conhecimento da engenharia
mecânica.
O projeto foi concebido como descrito nos capítulos anteriores. Desenhos
contendo a disposição da casa de máquinas e dos componentes do sistema estão
no Apêndice C. Uma opção levantada para a localização dos equipamentos foi a de
colocar as evaporadoras sobre uma laje impermeabilizada na cobertura do prédio.
Porém, devido ao fato de não ter sido possível contar com dados e informações
concretas a respeito da estrutura da edificação, a casa de máquinas foi posicionada
onde hoje é a fachada oeste do restaurante.
As ligações elétricas devem ser feitas por um profissional capacitado, seguindo
as diretrizes da norma ABNT NBR 5140. O comando elétrico é feito por uma fonte
de tensão de 220V-1ph-60Hz. O fabricante recomenda que a interligação entre
unidades observe a ligação independente de cada equipamento, não sendo
permitido utilizar derivações entre as borneiras das caixas elétricas.
A fim de se fazer a avaliação econômica do projeto, foram realizados contatos
com diversas empresas que atuam no ramo de comercialização, instalação e
manutenção de equipamentos de ar condicionado. Porém, até a conclusão desta
monografia, não foram obtidas respostas satisfatórias para levantamento dos custos
de implementação do projeto.
Uma alternativa para redução de custos seria a instalação de cortinas ou
persianas e/ou a troca dos vidros existentes por vidros que permitam a passagem de
uma menor quantidade de radiação solar. Essas ações provocariam uma diminuição
da carga térmica do ambiente, demandando uma menor capacidade dos aparelhos
de refrigeração e, consequentemente, reduziria os custos para aquisição dos
equipamentos, além de também poder acarretar na economia de energia elétrica.
Como trabalhos posteriores, sugere-se o estudo estrutural da edificação e o
levantamento dos custos reais de implementação do projeto. O estudo estrutural
teria como objetivo estabelecer a localização dos componentes estruturais (como
80
vigas e pilares) e definir a capacidade de carregamento que a estrutura suporta.
Acredita-se que, conhecendo as informações estruturais, seria possível uma
adequação do projeto de modo a posicionar as evaporadoras na cobertura (não
prejudicando a fachada) e, possivelmente, projetar os dutos para serem instalados
sobre o forro.
O estudo orçamentário poderia verificar as opção de projeto sem alterações nas
janelas (mudanças de vidros e colocação de cortinas) e com essas alterações,
apresentando uma comparação. Depois de concluído, o estudo poderia ser
apresentado, juntamente com o projeto, às instâncias administrativas competentes
da Universidade Federal de Goiás para ser avaliado e, quiçá, colocado em execução
(com abertura de editais de licitação e outras ações que venham ser necessárias).
Também se pode sugerir como trabalho posterior o projeto de um sistema de
climatização que utilize o sistema de resfriamento evaporativo, semelhante ao que
existe no Restaurante Universitário do Campus Samambaia. O estudo poderia ser
voltado aos benefícios ecológicos que esse sistema pode oferecer, além de se tratar
de uma tecnologia pouco utilizada no Brasil (CAMARGO, 2009).
Um outro trabalho a se sugerir é o estudo e projeto de um sistema de ventilação
para a cozinha do Restaurante Universitário do Campus I. Esse trabalho seguiria os
preceitos apresentados na norma ABNT NBR 14518 (2000) e algumas outras
normas que eventualmente foram citadas no presente texto.
81
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
AGÊNCIA NACIONAL DE VIGILÂNCIA SANITÁRIA. Guia da Qualidade para
Sistemas de Tratamento de Ar e Monitoramento Ambiental na Indústria
Farmacêutica. Brasília, 2013. Disponível em:
<http://portal.anvisa.gov.br/wps/wcm/connect/d5d225804f8ca88b81baf59a71dcc661/
qualidade_do_ar_final.pdf?MOD=AJPERES>. Acesso em: 5 de junho de 2014.
.________. Resolução - RE nº9. Brasília, 16 de janeiro de 2003. Disponível em:
<http://static.webarcondicionado.com.br/blog/uploads/2012/02/resolucao9anvisa.pdf
>. Acesso em: 25 de maio de 2014.
AMERICAN SOCIETY OF HEATING, REFRIGERATING AND AIR CONDITIONING
ENGINEERS. ASHRAE Fundamentals Handbook (SI). Atlanta: 1997.
.________. Fundamentals Handbook (SI). Atlanta: 2013.
AMERICAN SOCIETY OF HEATING, REFRIGERATING AND AIR CONDITIONING
ENGINEERS; AMERICAN NATIONAL STANDARDS INSTITUTE. Standard 55:
Thermal Environmental Conditions for Human Occupancy. Atlanta: 2010.
.________. Standard 62.1: Ventilation for Acceptable Indoor Air Quality. Atlanta:
2004.
AR CONDICIONADO. História do ar condicionado. Disponível em:
<http://www.arcondicionado.ind.br/historia_ar_condicionado.asp>. Acesso em: 10 de
abril de 2014.
ASSOCIAÇÃO BRASILEIRA DE NORMAS TÉCNICAS. NBR 16401-1: Instalações
de ar condicionado - Sistemas centrais e unitários. Parte 1: Projetos das instalações.
Rio de Janeiro, 2008.
.________. NBR 16401-2: Instalações de ar condicionado - Sistemas centrais e
unitários. Parte 2: Parâmetros de conforto térmico. Rio de Janeiro, 2008.
82
.________. NBR 16401-3: Instalações de ar condicionado - Sistemas centrais e
unitários. Parte 3: Qualidade do ar interior. Rio de Janeiro, 2008.
ASSOCIAÇÃO BRASILEIRA DE REFRIGERAÇÃO, AR CONDICIONADO,
VENTILÇÃO E AQUECIMENTO. Recomendação Normativa RN 02 - 2003. Sistemas
de Condicionamento de Ar e Ventilação para Conforto - Qualidade do ar interior.
Disponível em: <http://pt.scribd.com/doc/40867930/Abrava-Ar-Exterior>. Acesso em:
6 de junho de 2014.
BASTO, J. E. Qualidade do ar interno, Apostila. Itajaí, 2007. Disponível em:
<http://www.anest.org.br/arquivos/pdf/conest_10a/Apostila_de_Qualidade_do_Ar_Int
erno_ITAJAi.pdf>. Acesso em: 5 de junho de 2014.
BRITTO, J. F. B. Considerações sobre psicrometria. Revista da SBCC. São José dos
Campos, n.45, p. 35-41, mar./abr. 2010. Disponível em:
<http://www.sbcc.com.br/revistas_pdf/ed45/35.41.PSICRO.pdf>. Acesso em: 17 de
abril de 2014.
CAMARGO, J. R. Resfriamento Evaporativo - Climatização Ecológica. Rio de
Janeiro: Editora Ciência Moderna, 2009.
CARRIER DO BRASIL. EcoSplit DC Inverter. Disponível em:
<http://carrierdobrasil.com.br/modelo/descricao/meu-negocio/47/ecosplit-dc-
inverter>. Acesso em: 19 de junho de 2014.
CARRIER DO BRASIL. Self New Generation. Disponível em:
<http://carrierdobrasil.com.br/modelo/descricao/meu-negocio/50/self-new-
generation>. Acesso em: 19 de junho de 2014.
CHAIYAPINUNT, S.; MANGKORNSKSIT, K.; PHUEAKPHONGSURIYA B.
Development of Cooling Load Temperature Differential Values for Building
Envelopes in Thailand. Journal of Chinese Institute of Engineers. Taipé, vol. 27, n.5,
p. 677-688, jan. 2004. Disponível em: <http://www.thaiscience.info/Article for
83
ThaiScience/Article/3/Ts-3 development of cooling load temperature differential
values for building envelopes in thailand.pdf>. Acesso em: 30 de maio de 2014.
CIA DO FRIO. Ar Condicionado Self Contained. Disponível em:
<http://www.ciadofrio.com.br/ar-condicionado-self-contained.php>. Acesso em: 15 de
junho de 2014.
CIA DO FRIO. Ar Condicionado Splitão. Disponível em:
<http://www.ciadofrio.com.br/ar-condicionado-splitao.php>. Acesso em: 15 de junho
de 2014.
COMO TUDO FUNCIONA. Como funciona o ar condicionado. Disponível em:
<http://casa.hsw.uol.com.br/ar-condicionado.htm> Acesso em: 30 de maio de 2014.
CREDER, H. Instalações de Ar Condicionado. 6ª ed. Rio de Janeiro: LTC, 2004.
FALCONER, D. R.; SOWELL, E. F.; SPLITER, J. D.; B. TODOROVICH, B. Electronic
Tables for the ASHRAE Load Calculation Manual. ASHRAE Transactions. n.99, p.
193-200, 1993. Disponível em:
<http://www.hvac.okstate.edu/research/documents/ashrae/falconer_sowell_spitler_to
dovorich_93.pdf>. Acesso em: 17 de maio de 2014.
FERRARI JUNIOR, C. R. Análise do Sistema Atual e Projeto de um Sistema Central
de Ar Condicionado para o Palácio dos Bandeirantes. São Paulo, 2006. 100p.
Disponível em: <http://www.mecanica-poliusp.org.br/wp-
content/uploads/2014/02/TCC_014_2006.pdf>. Acesso em: 8 de maio de 2014.
FERRAZ, F.; GOMES, M. Apostila de Refrigeração. Disponível em:
<http://fabioferrazdr.files.wordpress.com/2008/08/ref1.pdf>. Acesso em: 21 de março
de 2014.
FROTA, A. B.; SCHIFFER, S. R. Manual de Conforto Térmico. 5ª ed. São Paulo:
Studio Nobel, 2001.
84
GERNER, V. R. Coeficiente Global de Transmissão de Calor - U (Materiais de
Construção Utilizados no Brasil). São Paulo, 2012. Disponível em:
<http://www.sp.senai.br/portal/refrigeracao/conteudo/coficienteglobaltransmiss%C3%
A3ocalor_u.pdf>. Acesso em: 16 de maio de 2014.
GOETZLER, W. Variable Refrigerants Flow Systems. ASHRAE Journal. p. 24-31,
abr. 2007. Disponível em:
<http://www.ashrae.org/File%20Library/docLib/Journal%20Documents/April%202007
%27/20070327_goetzler.pdf>. Acesso em: 14 de maios de 2014.
HOW STUFF WORKS. How Air Conditioners Work. Disponível em:
<http://home.howstuffworks.com/ac.htm> Acesso em: 30 de maio de 2014.
HUNDY, G. F.; TROTT, A. R.; WELCH, T. C. Refrigeration and Air Conditioning. 4th
ed. Oxford: Butterworth-Heinmann, 2008.
INDÚSTRIAS TOSI. Catálogos - Tropical. Disponível em:
<http://www.industriastosi.com.br/index.php/catalogos-tropical/>. Acesso em: 22 de
junho de 2014.
LINDSEY, K. Revision of the CLTD/SCL/CLF cooling load calculation method.
Stiellwater, 1991. 99p. Disponível em:
<http://www.hvac.okstate.edu/research/Documents/Theses%20and%20reports/Linds
ey_1991.pdf>. Acesso em: 19 de maio de 2014.
MATOS, R. S. Manual Didático de Refrigeração. DEMEC-UFPR, Curitiba, 2004.
Disponível em:
<ftp://ftp.demec.ufpr.br/disciplinas/TM182/REFRIGERACAO/apostila/>. Acesso em:
9 de abril de 2014.
MILLER, R.; MILLER, M. R. Refrigeração e ar condicionado. 1ª ed. Rio de Janeiro:
LTC, 2008.
85
OSRAM. Catálogo geral: lâmpadas fluorescentes tubulares e circulares. Disponível
em: <http://www.osram.com.br/media/resource/HIRES/349939/catlogo-geral-2013---
lmpadas-fluorescentes-tubulares-e-circulares.pdf> Acesso em: 10 de maio de 2014.
PIRANI, M. J. Refrigeração e ar condicionado - Parte II: Ar condicionado, Apostila.
UFBA, 200?. Disponível em:
<http://www.ebah.com.br/content/ABAAAAWJIAB/apostila-ar-condicionado>. Acesso
em: 6 de junho de 2014.
PORTAL DA REFRIGERAÇÃO. História da Refrigeração e Ar Condicionado.
Disponível em: <http://www.refrigeracao.net/Topicos/historia_refri.htm>. Acesso em:
10 de abril de 2014.
REFRIN. Catálogo Giroval Norma SMACNA. Disponível em:
<http://www.refrin.com.br/catalogoGirovalNormaSmacna.pdf>. Acesso em: 20 de
junho de 2014.
SCRIBD. 7354767-HVAC-Cooling-Load-Procedure-Guideline-Lo0. Disponível em:
<http://pt.scribd.com/doc/7354767/HVAC-Cooling-Load-Procedure-Guideline-Lo0>.
Acesso em: 15 de maio de 2014.
SILVA, J. G. Introdução à tecnologia da refrigeração e climatização. São Paulo:
Artliber Editora, 2003.
SPLITER, J. D.; MCQUISTON F. C.; LINDSEY K. The CLTD/SCL/CLF Cooling
LoadCalculation Method. ASHRAE Transactions. n.99, p. 183-192, 1993. Disponível
em: <http://pt.scribd.com/doc/67586389/Spitler-McQuiston-Lindsey-93-2>. Acesso
em: 17 de maio de 2014.
STOECKER, W. F.; JONES, J. W. Refrigeração e ar condicionado. São Paulo:
McGraw-Hill do Brasil, 1985.
TROTT, A. R.; WELCH, T. C. Refrigeration and Air Conditioning. 3rd ed. Oxford:
Butterworth-Heinmann, 2000.
86
WANG, S. K. Handbook of air conditioning and refrigeration. 2nd ed. New York:
McGraw-Hill, 2001.
WIKIPÉDIA. Condicionamento de ar. Disponível em:
<http://pt.wikipedia.org/wiki/Condicionamento_de_ar>. Acesso em: 21 de abril de
2014.
WIKIPEDIA. Jacob Perkins. Disponível em:
<http://en.wikipedia.org/wiki/Jacob_Perkins>. Acesso em: 15 de abril de 2014.
WIKIPEDIA. James Harrison (engineer). Disponível em:
<http://en.wikipedia.org/wiki/James_Harrison_%28engineer%29>. Acesso em: 15 de
abril de 2014.
WIKIPEDIA. John Gorrie. Disponível em: <http://en.wikipedia.org/wiki/John_Gorrie>.
Acesso em: 15 de abril de 2014.
WIKIPEDIA. William Cullen. Disponível em:
<http://en.wikipedia.org/wiki/William_Cullen>. Acesso em: 15 de abril de 2014.
WIKIPEDIA. Willis Carrier. Disponível em:
<http://en.wikipedia.org/wiki/Willis_Carrier>. Acesso em: 15 de abril de 2014.
YAMANE, E.; SAITO, H. Tecnologia do Condicionamento de Ar. São Paulo: Editora
Edgard Blücher, 1986.
YOUTUBE. Conhecendo a UFG - Restaurante Universitário (UFG). Disponível em:
<https://www.youtube.com/watch?v=b8eQ0W5BJ2g>. Acesso em: 15 de maio de
2014.
YOUTUBE. Início da Refrigeração e da REFRISAT. Disponível em:
<https://www.youtube.com/watch?v=YqpYcbED3oQ>. Acesso em: 18 de abril de
2014.
87
APÊNDICE A — Formulário
PESQUISA SOBRE A INSTALAÇÃO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO
NAS DEPENDÊNCIAS DO REFEITÓRIO DO RESTAURANTE UNIVERSITÁRIO
(RU) DO CAMPUS COLEMAR NATAL E SILVA (CAMPUS I)
1- Quantas vezes por semana você faz refeições (almoço ou jantar) nessa unidade
do RU?
1 ou menos 2 3 4 5 ou mais
2- A ideia da implantação de um sistema de ar condicionado nessa unidade do RU
lhe parece:
Péssima Ruim Indiferente Boa Ótima
3- Numa escala de 1 a 5, onde 1 é nem um pouco e 5 é muito, o quanto você julga
necessário a implantação de um sistema de ar condicionado nessa unidade do RU?
1 2 3 4 5
4- A implantação de um sistema de ar condicionado influenciaria no aumento ou
diminuição da sua frequência nessa unidade do RU?
Aumentaria Diminuiria Não influenciaria
5- Comentários
88
APÊNDICE B — Planilhas de cálculo de carga térmica
CARGA TÉRMICA COBERTURA
U = 2,61356 W/m²K
A = 279 m²
Hora CLTD CLTD corrigido q1 = UA(CLTD)
1h 13,76768 14,19667677 10351,97876
2h 12,72727 13,74127273 10019,90577
3h 11,68687 13,16886869 9602,518336
4h 10,64646 12,47946465 9099,816464
5h 9,808081 11,75808081 8573,79546
6h 8,969697 10,68569697 7791,831138
7h 8,535354 9,666353535 7048,54299
8h 9,111111 9,189111111 6700,545813
9h 11,73737 10,29437374 7506,484796
10h 14,9697 11,77169697 8583,724137
11h 19,24242 19,99242424 14578,14068
12h 23,11111 23,86111111 17399,12231
13h 27,0101 27,76010101 20242,2004
14h 30,10101 30,8510101 22496,0395
15h 32,18182 22,43181818 16356,90586
16h 33,25253 23,85352525 17393,59083
17h 33,11111 33,86111111 24690,95471
18h 31,32323 32,07323232 23387,26346
19h 27,88889 28,63888889 20882,99779
20h 24,45455 20,20354545 14732,08673
21h 21,19192 18,22791919 13291,49317
22h 18,73737 16,94337374 12354,82416
23h 16,88889 16,03088889 11689,4555
24h 15,64646 15,95846465 11636,64496
89
CARGA TÉRMICA PAREDE NORTE (e = 25 cm)
U = 2,03798 W/m²K
A = 74,655 m²
Hora CLTD CLTD corrigido q2 = UA(CLTD)
1h 9,090909 9,519909091 1448,410347
2h 8,090909 9,104909091 1385,270007
3h 6,727273 8,209272727 1249,003057
4h 6,363636 8,196636364 1247,080493
5h 5,363636 7,313636364 1112,736107
6h 4,363636 6,079636364 924,9886876
7h 4 5,131 780,6580315
8h 4,636364 4,714363636 717,2687266
9h 4,909091 3,466090909 527,3497771
10h 6,181818 2,983818182 453,9742016
11h 7,181818 7,931818182 1206,789625
12h 8,818182 9,568181818 1455,75482
13h 10,18182 10,93181818 1663,225816
14h 12,18182 12,93181818 1967,51661
15h 13,54545 3,795454545 577,4609382
16h 14,90909 5,510090909 838,3349683
17h 15,63636 16,38636364 2493,109799
18h 16,63636 17,38636364 2645,255196
19h 16 16,75 2548,435398
20h 15,36364 11,11263636 1690,73647
21h 14,36364 11,39963636 1734,402199
22h 12,72727 10,93327273 1663,447119
23h 11,72727 10,86927273 1653,709813
24h 10,09091 10,40290909 1582,754733
90
CARGA TÉRMICA PAREDE NORTE (e = 15 cm)
U = 2,54396 W/m²K
A = 7,8994 m²
Hora CLTD CLTD corrigido q3 = UA(CLTD)
1h 9,090909091 9,519909091 191,3097857
2h 8,090909091 9,104909091 182,9700463
3h 6,727272727 8,209272727 164,971555
4h 6,363636364 8,196636364 164,7176177
5h 5,363636364 7,313636364 146,9730637
6h 4,363636364 6,079636364 122,1748988
7h 4 5,131 103,1113324
8h 4,636363636 4,714363636 94,73870899
9h 4,909090909 3,466090909 69,65372281
10h 6,181818182 2,983818182 59,96208698
11h 7,181818182 7,931818182 159,3958957
12h 8,818181818 9,568181818 192,2798627
13h 10,18181818 10,93181818 219,6831686
14h 12,18181818 12,93181818 259,8746838
15h 13,54545455 3,795454545 76,27253462
16h 14,90909091 5,510090909 110,7294514
17h 15,63636364 16,38636364 329,296392
18h 16,63636364 17,38636364 349,3921496
19h 16 16,75 336,6039402
20h 15,36363636 11,11263636 223,3168469
21h 14,36363636 11,39963636 229,0843294
22h 12,72727273 10,93327273 219,7123988
23h 11,72727273 10,86927273 218,4262703
24h 10,09090909 10,40290909 209,0543397
91
CARGA TÉRMICA PAREDE OESTE (e = 25 cm)
U = 2,03798 W/m²K
A= 30,75 m²
Hora CLTD CLTD corrigido q4= UA(CLTD)
1h 14,45455 14,88354545 932,7203149
2h 12,45455 13,46854545 844,0452577
3h 11,09091 12,57290909 787,917621
4h 9,454545 11,28754545 707,3666005
5h 8,090909 10,04090909 629,2425362
6h 7,090909 8,806909091 551,9103661
7h 6,363636 7,494636364 469,6730098
8h 5,363636 5,441636364 341,0158418
9h 5,636364 4,193363636 262,7892301
10h 6,272727 3,074727273 192,6866551
11h 6,909091 7,659090909 479,9790283
12h 7,545455 8,295454545 519,8585915
13h 9,181818 9,931818182 622,4060397
14h 10,45455 11,20454545 702,165166
15h 13,72727 3,977272727 249,2472699
16h 16,36364 6,964636364 436,4590307
17h 20 20,75 1300,358614
18h 23,36364 24,11363636 1511,150591
19h 25,09091 25,84090909 1619,395119
20h 25,18182 20,93081818 1311,690107
21h 23,63636 20,67236364 1295,493307
22h 21,36364 19,56963636 1226,387721
23h 19,09091 18,23290909 1142,61785
24h 17,09091 17,40290909 1090,603506
92
CARGA TÉRMICA PAREDE OESTE (e = 15 cm)
U = 2,54396 W/m²K
A = 10,05 m²
Hora CLTD CLTD corrigido q5 = UA(CLTD)
1h 14,45455 14,88354545 380,5246002
2h 12,45455 13,46854545 344,347581
3h 11,09091 12,57290909 321,449027
4h 9,454545 11,28754545 288,5863946
5h 8,090909 10,04090909 256,7138945
6h 7,090909 8,806909091 225,1644657
7h 6,363636 7,494636364 191,613854
8h 5,363636 5,441636364 139,1252177
9h 5,636364 4,193363636 107,210881
10h 6,272727 3,074727273 78,61093109
11h 6,909091 7,659090909 195,8184301
12h 7,545455 8,295454545 212,0882107
13h 9,181818 9,931818182 253,9247892
14h 10,45455 11,20454545 286,4643503
15h 13,72727 3,977272727 101,6861284
16h 16,36364 6,964636364 178,0634511
17h 20 20,75 530,5110585
18h 23,36364 24,11363636 616,50847
19h 25,09091 25,84090909 660,6693029
20h 25,18182 20,93081818 535,1340004
21h 23,63636 20,67236364 528,5261453
22h 21,36364 19,56963636 500,3329398
23h 19,09091 18,23290909 466,1571037
24h 17,09091 17,40290909 444,9366613
93
CARGA TÉRMICA VIDROS (condução)
U = 6,4905 W/m²K
A = 39,36 m²
Hora CLTD CLTD corrigido q6 = UA(CLTD)
1h 1 1,429 365,0610283
2h 0 1,014 259,0426051
3h -1 0,482 123,1346506
4h -1 0,833 212,8032446
5h -1 0,95 242,692776
6h -1 0,716 182,9137133
7h -1 0,131 33,46605648
8h 0 0,078 19,92635424
9h 1 -0,443 -113,1714734
10h 2 -1,198 -306,0483638
11h 4 4,75 1213,46388
12h 5 5,75 1468,92996
13h 7 7,75 1979,86212
14h 7 7,75 1979,86212
15h 8 -1,75 -447,06564
16h 8 -1,399 -357,3970459
17h 7 7,75 1979,86212
18h 7 7,75 1979,86212
19h 6 6,75 1724,39604
20h 4 -0,251 -64,12198608
21h 3 0,036 9,19677888
22h 2 0,206 52,62601248
23h 2 1,142 291,7422634
24h 1 1,312 335,171497
94
CARGA TÉRMICA VIDROS NORTE (insolação)
SC = 1
A = 36 m²
Hora SCL q7 = A(SC)(SCL)
1h 25,4025 914,49
2h 26,715 961,74
3h 23,485 845,46
4h 18,9425 681,93
5h 18,9425 681,93
6h 48,3475 1740,51
7h 93,7725 3375,81
8h 93,7725 3375,81
9h 89,3975 3218,31
10h 94,545 3403,62
11h 101,005 3636,18
12h 107,0275 3852,99
13h 105,715 3805,74
14h 107,0275 3852,99
15h 108,34 3900,24
16h 115,945 4174,02
17h 128,26 4617,36
18h 92,0875 3315,15
19h 53,5975 1929,51
20h 48,8875 1759,95
21h 42,4275 1527,39
22h 39,1975 1411,11
23h 31,425 1131,3
24h 28,6325 1030,77
95
CARGA TÉRMICA VIDROS OESTE (insolação)
SC = 1
A = 3,36 m²
Hora SCL q8 = A(SC)(SCL)
1h 69,915 234,9144
2h 63,8925 214,6788
3h 58,745 197,3832
4h 52,285 175,6776
5h 44,5125 149,562
6h 48,3475 162,4476
7h 66,685 224,0616
8h 79,605 267,4728
9h 89,7325 301,5012
10h 99,86 335,5296
11h 107,6325 361,6452
12h 115,405 387,7608
13h 167,69 563,4384
14h 265,6325 892,5252
15h 354,3225 1190,5236
16h 411,15 1381,464
17h 404,5875 1359,414
18h 253,68 852,3648
19h 148,375 498,54
20h 127,3475 427,8876
21h 109,7175 368,6508
22h 97,235 326,7096
23h 88,8575 298,5612
24h 79,605 267,4728
96
CARGA TÉRMICA DE PARTIÇÕES SUL
U = 2,03798 W/m²K
A = 82,9427 m²
Hora Δt q9 = UAΔt
1h 0 0
2h 0 0
3h 0 0
4h 0 0
5h 0 0
6h 0 0
7h 0 0
8h 0 0
9h 0 0
10h 0 0
11h 5,937 1003,56414
12h 7,809 1319,99872
13h 9,213 1557,32465
14h 10,149 1715,54194
15h 0 0
16h 0 0
17h 9,33 1577,10181
18h 8,043 1359,55304
19h 7,692 1300,22156
20h 0 0
21h 0 0
22h 0 0
23h 0 0
24h 0 0
97
CARGA TÉRMICA DE PARTIÇÕES LESTE
U = 2,54396 W/m²K
A = 34,602928 m²
Hora Δt q10 = UAΔt
1h 0 0
2h 0 0
3h 0 0
4h 0 0
5h 0 0
6h 0 0
7h 0 0
8h 0 0
9h 0 0
10h 0 0
11h 5,937 522,624995
12h 7,809 687,414281
13h 9,213 811,0062454
14h 10,149 893,4008884
15h 0 0
16h 0 0
17h 9,33 821,3055758
18h 8,043 708,0129417
19h 7,692 677,1149506
20h 0 0
21h 0 0
22h 0 0
23h 0 0
24h 0 0
98
CARGA TÉRMICA DE PESSOAS
CLF = 1
Hora N (máx. = 288) SHGp LHGp q11 = N (SHGp*CLF + LHGp)
1h 0 80 80 0
2h 0 80 80 0
3h 0 80 80 0
4h 0 80 80 0
5h 0 80 80 0
6h 0 80 80 0
7h 0 80 80 0
8h 0 80 80 0
9h 0 80 80 0
10h 0 80 80 0
11h 24 80 80 3840
12h 144 80 80 23040
13h 288 80 80 46080
14h 144 80 80 23040
15h 0 80 80 0
16h 0 80 80 0
17h 24 80 80 3840
18h 90 80 80 14400
19h 160 80 80 25600
20h 0 80 80 0
21h 0 80 80 0
22h 0 80 80 0
23h 0 80 80 0
24h 0 80 80 0
99
CARGA TÉRMICA DE ILUMINAÇÃO
W = 30W CLF = 1
Hora N Ful Fsa q12 = N (W*Ful*Fsa*CLF)
1h 0 1 1,25 0
2h 0 1 1,25 0
3h 0 1 1,25 0
4h 0 1 1,25 0
5h 0 1 1,25 0
6h 0 1 1,25 0
7h 0 1 1,25 0
8h 0 1 1,25 0
9h 0 1 1,25 0
10h 0 1 1,25 0
11h 44 1 1,25 1650
12h 44 1 1,25 1650
13h 44 1 1,25 1650
14h 44 1 1,25 1650
15h 0 1 1,25 0
16h 0 1 1,25 0
17h 44 1 1,25 1650
18h 44 1 1,25 1650
19h 44 1 1,25 1650
20h 0 1 1,25 0
21h 0 1 1,25 0
22h 0 1 1,25 0
23h 0 1 1,25 0
24h 0 1 1,25 0
100
CARGA TÉRMICA AQUECEDOR DE ALIMENTOS
N = 2
Hora HG/m³ de banho Volume (m³) q13 = N*HG*V
1h 0 0,242 0
2h 0 0,242 0
3h 0 0,242 0
4h 0 0,242 0
5h 0 0,242 0
6h 0 0,242 0
7h 0 0,242 0
8h 0 0,242 0
9h 0 0,242 0
10h 0 0,242 0
11h 18760 0,242 9079,84
12h 18760 0,242 9079,84
13h 18760 0,242 9079,84
14h 18760 0,242 9079,84
15h 0 0,242 0
16h 0 0,242 0
17h 18760 0,242 9079,84
18h 18760 0,242 9079,84
19h 18760 0,242 9079,84
20h 0 0,242 0
21h 0 0,242 0
22h 0 0,242 0
23h 0 0,242 0
24h 0 0,242 0
101
VAZÃO PROVENIENTE DE VETILAÇÃO E INFILTRAÇÃO
V (m/s) = 8 Cs = 0,000145
AL (cm²) = 17,68 Cw = 0,000319
Hora N (máx. = 288) Qvent. (l/s) Δt Qinf. (l/s) Q (l/s)
1h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
2h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
3h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
4h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
5h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
6h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
7h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
8h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
9h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
10h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
11h 24 342,3 5,937 0,001032861 342,301
12h 144 798,3 7,809 0,001073149 798,3011
13h 288 1345,5 9,213 0,001102399 1345,501
14h 144 798,3 10,149 0,001121476 798,3011
15h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
16h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
17h 24 342,3 9,33 0,001104802 342,3011
18h 90 593,1 8,043 0,001078079 593,1011
19h 160 859,1 7,692 0,001070675 859,1011
20h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
21h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
22h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
23h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
24h 0 251,1 0 0,000893146 251,1009
102
CARGA TÉRMICA DE INFILTRAÇÃO E VENTILAÇÃO
w = 19,3 g/kg de ar seco Φ = 65%
Hora Tr TBS(h) ΔH q14 = 1.2*Q*ΔH
1h 23,821 23,821 0 0
2h 23,236 23,236 0 0
3h 22,768 22,768 0 0
4h 22,417 22,417 0 0
5h 22,3 22,3 0 0
6h 22,534 22,534 0 0
7h 23,119 23,119 0 0
8h 24,172 24,172 0 0
9h 25,693 25,693 0 0
10h 27,448 27,448 0 0
11h 23,5 29,437 22,268 9146,83128
12h 23,5 31,309 24,216 23197,99054
13h 23,5 32,713 25,678 41459,73277
14h 23,5 33,649 26,652 25531,58579
15h 34 34 0 0
16h 33,649 33,649 0 0
17h 23,5 32,83 25,799 10597,23144
18h 23,5 31,543 24,46 17408,70284
19h 23,5 31,192 24,095 24840,04836
20h 28,501 28,501 0 0
21h 27,214 27,214 0 0
22h 26,044 26,044 0 0
23h 25,108 25,108 0 0
24h 23,938 23,938 0 0
103
APÊNDICE C — Desenhos
Nas próximas páginas serão mostrados os desenhos da casa de máquinas, laje
técnica e um corte. Segue abaixo uma legenda para a leitura dos desenhos.
ITEM QTDE. DESCRIÇÃO
1 2 Unidade evaporadora – EcoSplit 20TR MOD. REF.: 40VX20 FABRICANTE: Springer Carrier
2 4 Unidade condensadora – EcoSplit MOD. REF.: 38EX_10 FABRICANTE: Springer Carrier
3 2 Veneziana para tomada de ar externo (900 x 600 mm) MOD. REF.: TAE 900x600 FABRICANTE: Tropical
4 3 Grelha de retorno de ar (500 x 200 mm) MOD. REF.: RHN 500x200 FABRICANTE: Tropical
5 20 Difusor de ar ( ” x ”) MOD. REF.: DI-1 ” x ” FABRICANTE: Tropical
6 2 Duto giroval 609 x 200 mm (20 metros)
MOD. REF.: Duto giroval 609 x 200 (∅ = 365 mm) FABRICANTE: Refrin
7 2 Ponto de força – Splitão EcoSplit 20TR 18 kW – 220V/1F/60Hz
104
609 x 200 mm
609 x 200 mm
(242.2)
(242.2)
(242.2)
(2
42
2)
(1
93
7.5
)(1
93
7.5
)
3 x (3
23
)
UE
-1
UE
-2
5
1
3
4
2800
6326
6
7
(2
42
2)
1574
600
4
4
6
5
5
5
1
3
(242.2)
7
ENGENHARIA MECANICA
LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA
LEONARDO DE QUEIROZ MOREIRA
PROJETO FINAL
DE CURSO
DATA:25 de junho de
2014
ESCALA:indicada
(valores em mm)
AUTOR DO PROJETO: ORIENTADOR:
CONTEÚDO:
Casa de máquinas
1 CASA DE MÁQUINASESC.: 1:50
PR
OD
UC
ED
B
Y A
N A
UT
OD
ES
K E
DU
CA
TIO
NA
L P
RO
DU
CT
PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCTP
RO
DU
CE
D B
Y A
N A
UT
OD
ES
K E
DU
CA
TIO
NA
L P
RO
DU
CT
PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT
106
Calço
200 x 609 mm
1
6
5
(1937.5)
3x (323)
3
4
2
Calço
1000
UC
-2
A
UC
-2
B
UC
-1
A
UC
-1
B
2
1000
600
300
2 2 2
ENGENHARIA MECANICA
LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA
LEONARDO DE QUEIROZ MOREIRA
PROJETO FINAL
DE CURSO
DATA:25 de junho de
2014
ESCALA:indicada
(valores em mm)
AUTOR DO PROJETO: ORIENTADOR:
CONTEÚDO:
Corte A-A eLaje técnica
2 CORTE A-AESC.: 1:40
3 LAJE TÉCNICAESC.: 1:50
PR
OD
UC
ED
B
Y A
N A
UT
OD
ES
K E
DU
CA
TIO
NA
L P
RO
DU
CT
PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCTP
RO
DU
CE
D B
Y A
N A
UT
OD
ES
K E
DU
CA
TIO
NA
L P
RO
DU
CT
PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT