TCC - Luís Fernando F. Silva - PROJETO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO PARA O RESTAURANTE UNIVERSITÁRIO DO CAMPUS COLEMAR NATAL E SILVA DA UFG.pdf

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 COLEMAR NATAL E SILVA DA UFG

GOIÂNIA-GO 2014

LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA

PROJETO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO PARA O RESTAURANTE UNIVERSITÁRIO DO CAMPUS COLEMAR NATAL E SILVA 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. 88p. 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 COLEMAR NATAL E SILVA 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: Sistemas Térmicos

Orientador: Dr. Leonardo de Queiroz Moreira

Projeto Final de Curso defendido e aprovado em 10 de julho 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, Paula Borges e Jordanna Vieira, 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 Kléber 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

O presente 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, fezse 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 Cooling Load Temperature Difference / Solar Cooling Load / Cooling Load Factor. 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 do índice de eficiência energética. 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: CLTD/SCL/CLF.

Climatização.

Ar

condicionado.

Conforto

térmico.

Método

ABSTRACT

The 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 Cooling Load Temperature Difference / Solar Cooling Load / Cooling Load Factor method. With the thermal load estimated and the air flow calculated, 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 Energy Efficient Ratio. With the air conditioning device 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. Thermal comfort. CLTD/SCL/CLF method.

SUMÁRIO 1

INTRODUÇÃO ................................................................................................... 15 1.1 JUSTIFICATIVA ........................................................................................... 15 1.2 OBJETIVOS ................................................................................................. 19

2

REVISÃO BIBLIOGRÁFICA .............................................................................. 20 2.1 HISTÓRICO ................................................................................................. 20 2.2 FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO ............................................. 25 2.2.1 Como funciona um ar condicionado ...................................................... 25 2.2.2 Ciclo simples de compressão de vapor ................................................. 27 2.3 TIPOS DE CONDICIONADORES DE AR ..................................................... 29 2.3.1 Sitema self-contained ............................................................................ 31 2.3.2 Sistema split .......................................................................................... 34 2.3.3 Água gelada .......................................................................................... 35 2.4 CARGA TÉRMICA........................................................................................ 37 2.4.1 Carga térmica de aquecimento .............................................................. 38 2.4.2 Carga térmica de resfriamento .............................................................. 38 2.5 CONFORTO TÉRMICO ............................................................................... 39 2.6 PERDA DE CARGA...................................................................................... 40

3

METODOLOGIA ................................................................................................. 44 3.2.1 Cargas externas .................................................................................... 49 3.2.1.1 Carga externa devido à insolação em superfícies opacas ............... 49 3.2.1.2 Carga

externa

devido

à

insolação

através

de

superfícies

transparentes ................................................................................................ 52 3.2.1.3 Cargas externas devido a partições ................................................. 53 3.2.2 Cargas internas ..................................................................................... 54 3.2.2.1Pessoas ............................................................................................. 54 3.2.2.2Iluminação ......................................................................................... 55 3.2.2.3Diversas ............................................................................................. 56 3.2.3 Cargas de ventilação e infiltração .......................................................... 56 3.3 DIMENSIONAMENTO DA REDE DE DUTOS E PERDA DE CARGA........... 58 3.4 SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO ................................................................... 59 3.4.1 Critério de seleção ................................................................................. 60 4

RESULTADOS ................................................................................................... 61

4.1 CARGA TÉRMICA PARA A HORA CRÍTICA ............................................... 61 4.1.1 Cargas externas .................................................................................... 61 4.1.2 Cargas internas ..................................................................................... 62 4.1.3 Cargas de ventilação e infiltração ......................................................... 63 4.1.4 Carga total de resfriamento ................................................................... 64 4.2 SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO .................................................................. 65 4.3 PERDA DE CARGA ..................................................................................... 69 4.3.1 Dimensionamento dos dutos e perda de carga distribuida ................... 69 4.3.2 Dimensionamento das venezianas, grelhas e difusores e perda de carga localizada ........................................................................................................ 72 4.3.3 Perda de carga total .............................................................................. 74 4.4 DESENHOS................................................................................................. 74 4.4.1 Fluxograma de ar .................................................................................. 74 4.4.2 Disposição dos componentes ............................................................... 76 5

CONCLUSÃO .................................................................................................... 79

6

TRABALHOS FUTUROS .................................................................................. 81

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ........................................................................ 82 APÊNDICE A — FORMULÁRIO .............................................................................. 88

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. Em julhode 2014, o valor cobrado por refeição era 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 por 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 (Figura 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 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 entrevistadas 273 pessoas entre os dias 17 e 23 de maio de 2014. Optouse 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 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 (Figura 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 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 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA

Neste capítulo será apresentada uma revisão da bibliografia referente aos conhecimentos da tecnologia de condicionamento de ar. Inicialmente será apresentado um histórico da refrigeração e do ar condicionado e posteriormente serão abordados alguns conceitos.

2.1 HISTÓRICO

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, 200?). Com isso, os primeiros registros de aplicações dos meios de refrigeração datam das mais antigas civilizações. 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 microorganismos 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 (FERRAZ & GOMES, 2008). 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 (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO, 200?). O uso do gelo natural (e posteriormente do artificial) 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.

21

Figura 6 — Primeiras geladeiras

FONTE: Ferraz & Gomes, 2008

Em 1890, 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. Com a escassez do gelo natural, a população se viu forçada a consumir o artificial. Com isso se percebeu as vantagens de se ter um produto mais puro e em quantidades variáveis, de acordo com a demanda. O negócio de gelo natural acabou por volta de 1930 (FERRAZ & GOMES, 2008). Antes do advento da energia elétrica, alguns cientistas e pesquisadores buscaram desenvolver mecanismos de refrigeração que operassem de maneira cíclica. A primeira descrição completa de um sistema de refrigeração operando ciclicamente foi feita por Jacob Perkins (1834), que foi o primeiro a desenvolver a patente de um sistema de refrigeração baseado na compressão de vapor, intitulada “Apparatus and means for producing ice, and in cooling fluids” (British Patent 6662), Figura 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).

22 Figura 7 — Equipamento de refrigeração de Jacob Perkins

FONTE: Matos, 2004

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, buscou-se desenvolver equipamentos de refrigeração possíveis de serem usados em residências. O primeiro refrigerador doméstico surgiu em 1913, mas sua aceitação não foi muito grande, já que o mesmo era de operação manual, exigindo atenção constante, muito esforço e apresentava baixo rendimento (FERRAZ & GOMES, 2008). 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 (MATOS, 2004). Paralelamente ao desenvolvimento dos refrigeradores domésticos, em 1902, o engenheiro norte-americano Willis Carrier (Figura 8) 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 (AR CONDICIONADO, 200?).

23 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 do mundo. Figura 8 — Willis Carrier ao lado do primeiro condicionador de ar

FONTE: http://kylebarrydesign.wordpress.com/

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).

24 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 projetado para umidificar ou desumidificar o ar, aquecendo de água para o primeiro caso e resfriando-a para o segundo. 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, 200?). 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 (AR CONDICIONADO, 200?). 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, 200?). 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. Essas substâncias se mostraram atóxicas, não inflamáveis e menos corrosivas que os refrigerantes até então empregados (MATOS, 2004). 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.

25 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.

2.2 FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO

Um sistema de ar condicionado funciona basicamente como uma geladeira 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 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 (vide Figura 9), o fluido refrigerante a baixa pressão absorve calor e passa da fase líquida para a gasosa (processo 4-1, Figura 9). A fim de reaproveitar o fluido refrigerante, o mesmo é comprimido por um compressor, gerando um calor. Esse calor gerado pelo processo de compressão (processo 1-2, Figura 9) é expelido

26 para o meio exterior por meio das serpentinas quentes do condensador (processo 23, Figura 9). Após passar pelo condensador, o fluido refrigerante volta à fase líquida e é direcionado para a válvula de expansão. Após o processo de expansão (processo 34, Figura 9), o fluido se encontrará num estado de mistura líquido-vapor e então voltará para o evaporador, onde iniciará um novo 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 9 — 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.

27 2.2.2 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 mais utilizado é o por compressão de vapor. 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) e Creder (2004). 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 uma pressão e a uma temperatura elevadas, nas quais o calor é rejeitado e o fluido volta à fase líquida. A fim de simplificar a 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 (processo 4-1, Figura 10). Na compressão (processo 1-2, Figura 10), 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 Figura 10, configurando um desvio em relação ao ciclo ideal. O processo real de condensação é

28 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)

A expansão é um processo isoentálpico (processo 3-4, Figura 10). Nenhum calor é absorvido ou rejeitado durante a expansão, o fluido apenas passa através de um dispositivo chamado válvula de expansão, tornando-se uma mistura líquido-vapor. Coeficiente de performance (COP) 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 conforme expresso pela Equação 1:

,

( )

29 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.

2.3 TIPOS DE CONDICIONADORES DE AR

Existem dois tipos básicos de sistemas de ar condicionado. O primeiro é o sistema de expansão direta (Figuras 11 e 12), 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 (Figura 13), 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). Figura 11 — Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensação a ar)

FONTE: Creder, 2004 (adaptado)

30 Figura 12 — Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensação a água)

FONTE: Creder, 2004 (adaptado) Figura 13 — Sistema de ar condicionado de expansão indireta (condensação a ar)

FONTE: Creder, 2004 (adaptado)

31 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 11, 12 e 13).

2.3.1 Sitema 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 14. Os “selfs” disponibilizados comercialmente operam na faixa entre 17500 e 140700 W. 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).

32 Figura 14 — Funcionamento de um ar condicionado de janela

FONTE: howstuffworks.com

Sistemas self-contained (Figura 15) 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 16 ilustra um sistema com condensação a ar remoto. O uso de condensação a água é indicado para aplicações com carga térmica superior a 50000 W, sendo necessária a instalação de torres de arrefecimento, o

33 que 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 Watt (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 15 — Condicionador self-contained

FONTE: Miller e Miller, 2008

34 Figura 16 — Sistema self-contained com condensação a ar remoto

FONTE: Silva, 2003

2.3.2 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 35000 e 186400 W. Os fluidos refrigerantes utilizados na maioria dos aparelhos encontrados no mercado são o R-407c e o R-410a. Uma representação esquemática de um sistema split é mostrada na Figura 17.

35 Figura 17 — Condicionador de ar tipo split

FONTE: howstuffworks.com

2.3.3 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 18) 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.

36 Figura 18 — Sistema completo de condicionamento de ar empregando água gelada

FONTE: Miller e Miller, 2008 Figura 19 — Ciclo de refrigeração em um chiller centrífugo do tipo hermético

FONTE: Miller e Miller, 2008

Os chillers encontram-se disponíveis de 1500000 a 8800000 W (MILLER E 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

37 ser dutados. Segundo fabricantes, se for bem isolada, praticamente não haverá limitações quanto comprimento da tubulação de água gelada.

2.4 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 aquecimento, ventilação e ar condicionado (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 das condições desejadas. As condições externas padrão utilizadas nestes cálculos podem ser encontradas nas normas ASHRAE Fundamentals Handbook (2013) e ABNT NBR 16401-1 (2008). Os fatores que afetam as trocas térmicas são divididos em quatro categorias de carga: transmissão, solar, infiltração e cargas internas (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 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 20 ilustra a atuação dos fatores que influenciam a carga térmica.

38 Figura 20 — Fatores que afetam a carga térmica

FONTE: Stoecker, 1985

2.4.1 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, 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).

2.4.2 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

39 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 nas normas ASHRAE (1997) e ASHRAE (2013).

2.5 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 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

40 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.

2.6 PERDA DE CARGA

Na análise do sistema de tubos (ou dutos), as perdas de pressão normalmente são expressas em termos da altura equivalente da coluna de fluido, chamada de perda de carga. A perda de carga (hL) representa a altura adicional à qual o fluido precisa ser elevado por uma bomba para superar as perdas por atrito do tubo (ÇENGEL E CIMBALA, 2007). A perda de carga pode ser obtida pela Equação 2:

,

onde

(2)

é a perda de pressão (Pa),

aceleração da gravidade (m/s²), comprimento do tubo (m),

é a densidade do fluido (kg/m³),

é o fator de atrito de Darcy (adimensional),

é o diâmetro do tubo (m) e

é a éo

é a velocidade média

do escoamento (m/s). Existem duas formas de se calcular fator de atrito de Darcy, uma para quando há escoamento laminar e outra para o caso de escoamento turbulento. Para o caso de escoamento laminar (Re < 4000), o fator pode ser calculado apenas em função do número de Reynolds, como expresso pela Equação 3:

.

( )

41 Quando o escoamento é turbulento (Re > 4000), o fator de atrito de Darcy depende também da rugosidade (ε) e do diâmetro do tubo, sendo dado implicitamente pela equação de Colebrook, expressa pela Equação 4:

(

√

onde

√

),

( )

é a rugosidade da tubulação (m).

O diagrama de Moody (Figura 21) apresenta o fator de atrito de Darcy para o escoamento em tubo como uma função do número de Reynols e da rugosidade relativa (

). Figura 21 — Diagrama de Moody

FONTE: Çengel e Cimbala, 2007

A fim de evitar várias iterações nos cálculos da perda de carga, vazão e diâmetro da tubulação, Swamee e Jain propuseram relações explícitas em 1976. Essas

42 relações são precisas até 2% do diagrama de Moody (ÇENGEL E CIMBALA, 2007). As fórmulas de Swamee-Jain são expressas nas Equações 5, 6 e 7:

{

[

(

[

onde

(

)

(

) ]}

[

)

é a vazão (m³/s) e

,

(

(

( )

)

)

]

],

,

(6)

( )

é a viscosidade cinemática (m²/s).

A Equação 5 é válida quando 10-6 <

< 10-2 e 3000 < Re < 108. A faixa de

validade da Equação 6 é Re > 2000. A Equação 7 é válida quando 10 -6 <

< 10-2

e 5000 < Re < 108. A norma ASHRAE Fundamentals Handbook (2013) apresenta um ábaco (Figura 22) que relaciona a vazão do fluido (l/s), a perda por atrito (Pa/m), a velocidade do escoamento (m/s) e o diâmetro do tubo quando este é circular (mm). A construção do ábaco segue as equações de Darcy (Equação 2) e de Colebrook (Equação 4), onde a rugosidade considerada é 0,09 mm e o fluido em questão é o ar padrão (ρ = 1,204 kg/m³). O ábaco pode ser usado para dutos feitos de aços galvanizados com rugosidade variando entre 0,049 e 0,15 mm (classificados como média 0,09 mm), temperatura do ar em escoamento variando entre 5 e 35°C, altitudes de até 500 m e pressões no duto variando de -5 a +5 kPa em relação à pressão ambiente. Variações individuais na temperatura, altitude e pressão no duto resultam em variações de

5% nas

perdas mostradas no ábaco da Figura 22 (ASHRAE, 2013). A fim de correlacionar o diâmetro de tubulações circulares com as dimensões de dutos não circulares (retangulares, ovais, etc.) o conceito de diâmetro hidráulico deve ser definido. O diâmetro hidráulico (Dh) é definido de forma que se reduza ao diâmetro comum D para tubos circulares, sendo expresso pela Equação 8:

43 ,

onde

( )

é a área da seção transversão da seção do tubo (m²) e

é o perímetro

molhado (m). Figura 22 — Ábaco para perdas por atrito em dutos circulares

FONTE: ASHRAE Fundamentals Handbook, 2013

44 3 METODOLOGIA

Esse capítulo apresenta uma descrição do problema proposto e aborda as metodologias empregadas para o cálculo da carga térmica, dimensionamento dos dutos e cálculo da perda de carga e os critérios para a seleção dos equipamentos.

3.1 DESCRIÇÃO DO PROBLEMA

Goiânia é uma cidade de clima tropical, localizada na região Centro-Oeste do Brasil, a uma latitude de 16,63° sul e uma longitude de 49,22° oeste. Durante boa parte do ano, a cidade apresenta temperaturas elevadas (superiores a 30°C), o que muitas vezes acaba gerando desconforto para os habitantes (e visitantes) da capital goiana. Para a avaliação da carga térmica, deve-se analisar os dados climáticos para o dia mais quente do mês mais quente do ano em uma região, no caso, Goiânia. A norma brasileira ABNT NBR 16401-

(200 ) traz, em seu anexo “A”, tabelas que

auxiliam na determinação desses parâmetros. Os dados climáticos para a cidade de Goiânia estão contidos na tabela A.5, parcialmente reproduzida na Tabela 1. Tabela 1 — Dados climáticos de Goiânia GO Mês>Qt Out

Latutide Longitude Altitude

Goiânia Freq. Anual 0,40%

16,63S 49,22W Resfriamento e Desumidificação TBS TBUc TBU TBSc 35,0 20,3 24,5 29,8

747m

Pr. atm

Período

92,67 82/01 Baixa Umidade TPO w TBSc 23,1 19,6 26,0

∆Tmd

1%

34,0

20,7

24,1

29,4

22,9

19,3

25,7

11,7

2%

33,1

20,8

23,7

28,9

22,2

18,5

25,2

FONTE: ABNT NBR 16401-1, 2008 Onde “Pr. atm” é a pressão atmosférica padrão local (kPa); “Período” é o período de observações metereológicas (ano inicial/ano final); “Mês > Q” é o mês no período com a maior média de temperaturar máximas; “∆Tmd” é a variação média da temperatura diária no mês mais quente (°C); “Freq. Anual” é a porcentagem total das horas do ano em que as temperaturas de projeto indicadas serão provavelmente ultrapassadas; “TBS”, “TBU” e “TPO” são, respectivamente, as temperaturas de

45 projeto de bulbo seco, bulbo úmido e ponto de orvalho; “TBSc” e “TBUc” são, respectivamente, as temperaturas de projeto coincidentes de bulbo seco e bolbo úmido e “w” é a umidade absoluta (g de vapor d’água/kg de ar seco). Para projetos comerciais ou residenciais não críticos (não apresentam alta exigência), a norma ABNT NBR 16401-1(2008) recomenda a adoção de uma frequência de ocorrência anual (Freq. anual, Tabela 1) de 1% e seus parâmetros correspondentes. Os dados para frequência de 1% estão destacados na Tabela 1. Para gerar uma perfil teórico da temperatura de bulbo seco no dia de projeto (temperatura horária de bulbo seco – TBS(h)), deve-se aplicar a relação expressa pela Equação 9: ( )

onde

,

( )

é um fator menor que um, relacionado na Tabela A.2 da norma ABNT NBR

16401-1 (2008) 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 2. Tabela 2 — 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) 1ª 0,87 23,8 13ª 0,11 32,7 2ª 0,92 23,2 14ª 0,03 33,6 3ª 0,96 22,8 15ª 0,00 34,0 4ª 0,99 22,4 16ª 0,03 33,6 5ª 1,00 22,3 17ª 0,10 32,8 6ª 0,98 22,5 18ª 0,21 31,5 7ª 0,93 23,1 19ª 0,24 31,2 8ª 0,84 24,2 20ª 0,47 28,5 9ª 0,71 25,7 21ª 0,58 27,2 10ª 0,56 27,4 22ª 0,68 26,0 11ª 0,39 29,4 23ª 0,76 25,1 12ª 0,23 31,3 24ª 0,86 23,9 FONTE: Elaborado pelo autor

A fim de atender os requisitos de conforto térmico definidos pela ASHRAE, a norma ABNT NBR 16401-1 (2008) determina a temperatura de operação e a umidade relativa dentro da zona analisada. A temperatura deve estar entre 22,5°C e

46 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%. O Restaurante Universitário fica localizado numa edificação erguida na década de 1960, tendo algumas características arquitetônicas peculiares. O pé-direito do ambiente é 3 m na maioria do espaço, sendo que, no alpendre de acesso as portas, o pé direito assume o valor de 2,54 m. As portas e janelas são constituídas por vidros simples de 30 mm de espessura, sem nenhum tipo de característica que reduza a influência térmica da incidência solar sobre o ambiente. O refeitório do restaurante conta com duas portas de acesso (uma para entrada e outra para saída). Algumas paredes

possuem espessura de 250 mm enquanto

outras possuem espessura de 150 mm (Figura 23). A cobertura é composta por telhas de fibrocimento e um forro de gesso com espessura de 30 mm. De posse das informações arquitetônicas, retiradas das plantas disponibilizadas pelo Centro de Gestão do Espaço Físico (CEGEF) da universidade e de medições realizadas no local, deseja-se fazer o levantamento da carga térmica do refeitório e, posteriormente, da perda de carga nos dutos, procedimentos necessários para o dimensionamento do sistema de condicionamento de ar. As metodologias para cálculo da carga térmica e da perda de carga na rede de dutos serão descritas nas seções 3.2 e 3.3, respectivamente. Após realização dos cálculos, a seleção de um equipamento de ar condicionado que atenda as especificações de projeto deve ser feita conforme a metodologia abordada na seção 3.4.

47 Figura 23 — Representação em planta baixa do refeitório do RU

FONTE: CEGEF, 2005 (adaptado)

48 3.2 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). 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 Transfer Function Method (TFM) ou Radiant Time Series Method (RTS), detalhados no ASHRAE Fundamentals Handbook (2005). Para sistemas com um pequeno número de zonas térmicas (grupo de ambientes com o mesmo regime de utilização ou o mesmo perfil de carga térmica) é aceitável o uso do método Cooling Load Temperature Difference / Solar Cooling Load / Cooling Load Factor (CLTD/SCL/CL), 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. Apesar de não ser descrito nas edições 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 com resultados satisfatórios (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

49 da carga térmica. Nas próximas seções, o método será descrito e tabelas com os fatores e coeficientes a serem utilizados nos cálculos serão apresentados.

3.2.1 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.

3.2.1.1

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 partir da lei de resfriamento de Newton, tem-se que o fluxo de energia térmica pode ser dado pela Equação 10: ,

onde

( 0)

é o fluxo de calor (W),

(W/m²K ou W/m²°C),

é o coeficiente global de transferência de calor

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. (10) 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 diferença de temperatura para carga de resfriamento (CLTD, do inglês). Os valores de CLTD tabelados no ASHRAE Fundamentals Handbook (1997) 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

50 diária de temperatura externa de 12°C. Quando não são atendidos os valores especificados, é necessário fazer a correção do CLTD de acordo com a Equação 11: (

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. (10), resultando na Equação 12:

).

( 2)

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 3. Tabela 3 — Coeficientes globais de transferência de calor para superfícies do RU SUPERFÍCIE Parede de alvenaria Tijolo de Barro comum, argamassa em ambos os lados Tijolo de Barro comum, argamassa em ambos os lados Cobertura Telhado de fibrocimento com forro de gesso Vidros Vidro simples FONTE: Gerner, 2012

ESPESSURA

U (W/m²K)

15 cm 25 cm

2,54396 2,03798

3 cm (forro)

2,61356

3 cm

6,4905

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 4, 5 e 6. Os valores apresentados foram obtidos pela interpolação dos

51 dados contidos nas tabelas da ASHRAE (1997), Ferrari Junior (2006) e Chaiyapinunt et al. (2004). As orientações das paredes externas estão destacadas na Tabela 4. Tabela 4 — CLTD para as paredes Hora 1ª 2ª 3ª 4ª 5ª 6ª 7ª 8ª 9ª 10ª 11ª 12ª 13ª 14ª 15ª 16ª 17ª 18ª 19ª 20ª 21ª 22ª 23ª 24ª

NE

NO

SO

9,1 8,1 7,1 5,7 5,4 4,4 4,4 5,6 7,6 10,8 13,8 16,5 17,8 18,5 18,9 18,6 18,6 18,0 16,4 15,1 14,1 12,5 11,5 10,1

13,1 12,1 10,1 8,7 7,7 6,7 5,4 5,0 5,3 5,9 6,6 7,6 8,8 10,8 13,5 16,5 19,5 22,5 23,2 22,9 21,6 19,4 17,7 15,1

SE

N

12,1 7,7 9,1 10,1 7,4 8,1 9,1 6,4 6,7 7,7 5,4 6,4 6,7 5,0 5,4 5,7 4,4 4,4 5,4 4,0 4,0 5,0 4,6 4,6 4,6 7,3 4,9 5,3 9,9 6,2 6,6 12,5 7,2 7,2 14,2 8,8 8,8 15,8 10,2 10,5 16,2 12,2 12,1 16,2 13,5 14,4 16,2 14,9 16,4 15,9 15,6 18,4 15,9 16,6 19,5 14,6 16,0 19,5 13,6 15,4 18,6 12,4 14,4 17,0 11,4 12,7 14,7 10,4 11,7 13,7 8,7 10,1 FONTE: Elaborado pelo autor

L

S

O

8,0 7,0 6,4 5,4 5,0 4,0 4,3 4,9 7,4 10,0 12,9 14,8 15,8 16,2 16,2 15,9 15,6 14,7 14,5 13,5 12,3 11,3 10,0 9,0

8,4 7,4 6,1 5,7 4,7 4,4 4,4 4,4 5,7 7,4 9,2 11,2 12,5 14,2 14,8 15,5 15,5 15,5 14,5 13,8 12,8 11,8 10,8 9,4

14,5 12,5 11,1 9,4 8,1 7,1 6,4 5,4 5,6 6,3 6,9 7,6 9,2 10,5 13,7 16,4 20,0 23,4 25,1 25,2 23,6 21,4 19,1 17,1

Tabela 5 — CLTD para a cobertura Hora 1ª 2ª 3ª 4ª 5ª 6ª 7ª 8ª

CLTD

Hora

CLTD

Hora

CLTD

13,8 9ª 11,7 17ª 12,7 10ª 15,0 18ª 11,7 11ª 19,2 19ª 10,6 12ª 23,1 20ª 9,8 13ª 27,0 21ª 9,0 14ª 30,1 22ª 8,5 15ª 32,2 23ª 9,1 16ª 33,3 24ª FONTE: Elaborado pelo autor

33,1 31,3 27,9 24,5 21,2 18,7 16,9 15,6

52 Tabela 6 — CLTD para a condução em vidros Hora CLTD Hora CLTD Hora CLTD 1ª 1 9ª 1 17ª 7 2ª 0 10ª 2 18ª 7 3ª -1 11ª 4 19ª 6 4ª -1 12ª 5 20ª 4 5ª -1 13ª 7 21ª 3 6ª -1 14ª 7 22ª 2 7ª -1 15ª 8 23ª 2 8ª 0 16ª 8 24ª 1 FONTE: ASHRAE Fundamentals Handbook, 1997

3.2.1.2

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 das parcelas absorvida e transmitida. A parcela devido a absorção de energia é considerada empregando os valores de CLTD para vidros (Tabela 6) na Eq. (12). Para análise da parcela transmitida, 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 (ASHRAE, 1997). Assim, a parcela da carga de resfriamento causada pela radiação através de vidros e janelas épode ser calculada pela Equação 13: (

)(

),

(

)

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 7 mostra os valores de SCL adotados para o tipo de zona do refeitório do RU com a orientação das paredes onde se encontram os vidros em destaque. Os valores apresentados foram obtidos a partir da extrapolação dos dados apresentados nas tabelas da ASHRAE (1997) e Lindsey (1991).

53 Tabela 7 — SCL para vidros Hora 1ª 2ª 3ª 4ª 5ª 6ª 7ª 8ª 9ª 10ª 11ª 12ª 13ª 14ª 15ª 16ª 17ª 18ª 19ª 20ª 21ª 22ª 23ª 24ª

3.2.1.3

N

NE

25,4 26,7 23,5 18,9 18,9 48,4 93,8 93,8 89,4 94,6 101,0 107,0 105,7 107,0 108,3 115,9 128,3 92,1 53,6 48,9 42,4 39,2 31,4 28,6

39,2 36,0 33,2 30,0 24,1 -674,0 270,8 330,0 334,3 292,4 218,8 179,2 172,8 161,8 151,2 137,0 119,9 91,9 74,3 69,1 58,1 52,1 48,9 42,4

L

SE

S

43,0 30,7 11,9 41,1 27,5 13,3 33,3 25,6 10,5 30,1 22,3 11,8 25,6 17,8 8,55 112,3 55,2 15,2 293,2 147,1 35,4 366,7 198,3 52,9 378,6 209,3 55,7 338,8 192,6 50,1 259,8 150,8 50,4 201,0 119,5 53,0 185,3 130,8 50,4 175,6 128,7 54,2 163,1 120,3 64,5 147,4 107,9 70,8 127,2 92,2 59,6 98,7 70,0 40,2 82,8 58,2 28,9 74,5 48,5 23,7 65,2 43,8 21,8 58,8 41,9 20,3 52,3 35,4 17,1 50,8 32,6 15,2 FONTE: Elaborado pelo autor

SO

O

NO

39,3 37,4 30,9 29,4 26,2 29,6 51,6 65,4 79,6 88,9 94,0 84,0 111,6 161,2 212,7 231,5 216,5 133,1 83,2 71,5 63,5 55,6 50,4 45,7

69,9 63,9 58,8 52,3 44,5 48,4 66,7 79,6 89,7 99,9 107,6 115,4 167,7 265,6 354,3 411,2 404,6 253,7 148,4 127,3 109,7 97,2 88,9 79,6

65,9 59,9 52,1 45,7 42,4 44,5 62,0 75,8 90,0 99,3 105,7 108,9 139,4 229,7 311,4 361,6 365,1 233,9 137,6 113,5 96,5 88,1 78,8 72,4

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 com uma diferente temperatura, haverá transferência de calor por meio das partições. Essa transferência de calor deve ser considerada e é dada pela Equação 14: (

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

54 do espaço adjacente e a temperatura interna de projeto (constante) do ambiente condicionado (K ou °C). No presente 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.

3.2.2 Cargas internas

As várias cargas internas consistem de transferências de calor latente e sensível devido aos ocupantes, processos, aparelhos, iluminação e/ou outras fontes localizadas no interior do ambiente. 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.

3.2.2.1

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 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 pela Equação 15:

55 [(

onde

)(

)

],

(

é o número de ocupantes do e

e

)

são, respectivamente, os

ganhos de calor sensível e latente (W). Os valores dos ganhos de calor sensível e latente são encontrados na tabela C.1 da ABNT NBR 16401-1 (2008), reproduzida parcialmente na Tabela 8. Tabela 8 — Taxas típicas de calor liberado por pessoas Calor Total (W) Nível de atividade Trabalho sedentário

3.2.2.2

Local

Homem Adulto

Ajustado M/F

Restaurante 145 160 FONTE: ABNT NBR 16401-1, 2008

Calor Sensível (W)

Calor Latente (W)

80

80

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 reirradiada e ainda presente no ambiente mesmo depois do desligamento das lâmpadas. A carga de resfriamento devido à iluminação é dada pela Equação 16: (

)(

)(

),

( 6)

56 Onde

é o número de lâmpadas,

de uso da luminária e

3.2.2.3

é a potência nominal da lâmpada,

é o fator

é o fator de tolerância especial da luminária.

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 Tabela 9. Tabela 9 — Dissipação de calor de um aquecedor de alimentos de água quente

Equipamento

Potência (W) Plena Carga

Ganho de Calor (W) Sem Coifa Sensível Latente

Aquecedor de alimentos (água 37 400 12 400 6 360 quente), por metro cúbico FONTE: ABNT NBR 16401-1, 2008

Total

Com Coifa Sensível

18 760

6 000

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: 250 mm (altura), 440 mm (largura) e 2200 mm (comprimento). Assim, o volume de cada tanque é 0,242 m³.

3.2.3 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

57 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 Tabela 10). 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. Tabela 10 — Taxas mínimas de ventilação

Categoria de ocupação

Taxa de ventilação por pessoa (Rp)

Taxa de ventilação por unidade de área (Ra)

m³/s*pessoa L/s*pessoa m³/s*m² Serviços de comida e bebida Restaurantes Cafeteria/lanchonetes Bares

0,0038 0,0038 0,0038

3,8 3,8 3,8

0,0009 0,0009 0,0009

L/s*m²

0,9 0,9 0,9

FONTE: ASHRAE Standard 62.1, 2004 (adaptado)

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 que essa parcela pode ser 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 Equação 17: (

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

58 (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 = 6 %).

3.3 DIMENSIONAMENTO DA REDE DE DUTOS E PERDA DE CARGA

A norma 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 (ou método de fricção constante), todos os dutos são dimensionados de modo a se ter um mesmo coeficiente de perda por fricção em toda a rede. Esse coeficiente deve estar situado entre 0,7 e um máximo de 5,0 Pa/m de duto reto (ABNT NBR 16401-1, 2008).

Yamane e Saito (1986) dizem que,

geralmente, usa-se um valor de perda de pressão, por metro de comprimento, entre 0,98 e 1,96 Pa. Para se determinar as dimensões do duto, deve-se conhecer a velocidade da corrente de ar no interior do mesmo. Assim, entra-se com os valores de velocidade (arbitrada de acordo a Tabela 11) e vazão (calculada no levantamento da carga térmica) no ábaco da Figura 22, obtendo a perda de pressão por metro de comprimento do duto e o diâmetro correspondentes. Caso a perda de pressão seja satisfatória, as dimensões do duto são definidas. Após o dimensionamento do duto, será calculada a perda de carga no mesmo, a partir da perda de pressão obtida no ábaco da Figura 22 e da Eq. (2). A perda de carga encontrada será então comparada com a perda calculada por meio da Eq. (5) a fim de validar o procedimento. Com o duto real pré-selecionado, deve-se calcular a perda de carga no mesmo também por meio da Eq. (5) e, a partir da Eq. (2), verificar se a queda de pressão por metro de duto encontra-se dentro do desejado.

59 Tabela 11 — Velocidades máximas recomendadas do ar em dutos (m/s)

Aplicação

Duto de suprimento

Duto de Retorno

Duto Principal 4,0 7,5 8,0 11,0

Duto Ramal 3,0 5,5 6,0 5,5 6,5 7,0

9,0

7,0

6,0

Pequenas lojas 10,0 Lojas de departamentos andares inferiores 9,0 Lojas de departamentos andares superiores FONTE: Yamane e Saito, 1986

7,5 8,0 7,2

6,0 6,0 6,0

Residência Quarto de apartamento e hotel Teatro Escritório particular de luxo Escritório particular comum Escritórios em geral Restaurantes

3,0 5,0 6,0 4,0 5,0 6,0

3.4 SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO

Além do conforto térmico, a tecnologia de AVAC é destinada a proporcionar uma qualidade aceitável ao 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.

60 Pelo mesmo motivo se pode descartar o uso do 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 hotéis, edifícios comerciais (com salas de escritório), escolas, etc. Comercialmente, as soluções mais indicadas para aplicação em refeitórios de restaurantes são sistemas self-contained, centrais de água gelada 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.

3.4.1 Critério de seleção

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. De posse dos valores calculados da carga térmica e da vazão necessária de ar, podese consultar os catálos de fabricantes de ambos os sistemas e selecionar os equipamentos que satisfaçam o projeto. Com os equipamentos tipo self-contained e tipo splitão que podem atender as exigências do projeto pré-selecionados, deve-se realizar a comparação entre seus respectivos valores de COP para se definir aquele que será utilizado no projeto.

61 4 RESULTADOS

Neste capítulo serão apresentados os resultados obtidos para os cálculos realizados a partir das metodologias apresentadas. Na seção 4.1 serão apresentados os resultados para a carga témrica para a hora crítica. Na seção 4.2 serão apresentados os resultados para o dimensionamento da rede de dutos e para os cálculos de perda de carga. Na seção 4.3 serão apresentados o resultados para a seleção do equipamento de condicionamento de ar. Por fim, na seção 4.4, serão apresentados os desenhos contendo a disposição dos equipamentos.

4.1 CARGA TÉRMICA PARA A HORA CRÍTICA

A hora mais crítica do dia para o cálculo da carga térmica acontece quando há a maior soma dos fatores constituintes da carga. No caso do refeitório do RU, essa hora ocorre na 13ª hora do dia (das 12 às 13h), quando a ocupação do ambiente alcança seu maior valor. Assim, o levantamento da carga térmica para a hora crítica será feito para a 13ª hora do dia. Os cálculos para todas as horas do dia são apresentados nas tabelas do Apêndice B.

4.1.1 Cargas externas

Nas seções seguintes serão calculadas as parcelas de carga externa para a 13ª hora do dia. O primeiro passo para se calcular essa parcela da carga térmica é verificar a necessidade de correção do CLTD. As condições de projeto e os dados climáticos definidos na seção 3.1 não atendem os valores-padrão para o tabelamento do CLTD, sendo necessário executar a sua correção por meio da Eq. (11). Após a correção do CLTD, define-se as áreas das superfícies. Para o caso da cobertura, a área é igual à área do piso, ou seja 279 m². Para o caso das paredes, as áreas são obtidas pela multiplicação do comprimento das mesmas pela altura do pé-direito. A área dos vidros é obtida a partir da soma das áreas das seis janelas (36 m²) mais a área da porta de vidro de saída (3,36 m²), resultando numa área de 39,36 m².

62 Os valores dos coeficientes globais de transmissão de calor são aqueles apresentados na tabela 3. Assim, as parcelas de cargas externas para a 13ª hora do dia são calculadas e destacadas na Tabela 12 (valores em Watts). Tabela 12 — Parcelas de cargas externas

U= A= CLTD 10,2

PAREDE NORTE 1 (e = 250 mm) 2,03798 W/m²K 74,7 m² CLTD corrigido q = UA(CLTD) 10,9 1663,2

U= A= CLTD 10,2

PAREDE NORTE 2 (e = 150 mm) 2,54396 W/m²K 7,9 m² CLTD corrigido q = UA(CLTD) 10,9 219,7

PAREDE OESTE 1 (e = 250 mm) U= 2,03798 W/m²K A= 30,8 m² CLTD CLTD corrigido q= UA(CLTD) 9,2 9,9 622,4

PAREDE OESTE 2 (e = 150 mm) U= 2,54396 W/m²K A= 10,05 m² CLTD CLTD corrigido q = UA(CLTD) 9,2 9,9 253,9

COBERTURA U= 2,61356 W/m²K A= 279 m² CLTD CLTD corrigido q = UA(CLTD) 27 27,8 20242,2

VIDROS (condução) U= 6,4905 W/m²K A= 39, 36 m² CLTD CLTD corrigido q = UA(CLTD) 7 7,8 1979, 9

VIDROS NORTE (solar) 1 36 m² q = A(SC)(SCL) 3805,7

VIDROS OESTE (solar) 1 3,36 m² q = A(SC)(SCL) 563,4

SC = A= SCL 105,7 U= A= Δt 9,2

PARTIÇÕES LESTE 2,54396 W/m²K 34,602928 m² q = UAΔt 811,0

SC = A= SCL 167,7 U= A= Δt 9,2

PARTIÇÕES SUL 2,03798 W/m²K 82,9427 m² q = UAΔt 1557,3

FONTE: Elaborado pelo autor

4.1.2 Cargas internas

O refeitório do RU tem capacidade para 288 clientes mais 2 funcionários que servem os alimentos, totalizando 290 pessoas. Substituindo os valores de ganho de calor da Tabela 8 e o número total de pessoas no ambiente na Eq. 15, tem-se que:

63 [(

)( (

)

]

)( )

Para a carga de iluminação, serão consideradas 44 lâmpadas com potência =

nominal de 30 W,

(uso comercial) e

= ,2

(lâmpadas fluorescentes).

Substibuindo os valores na Eq. (16), tem-se que: (

)( (

)(

)

)( )

A carga témrica referente aos tanques de aquecimento por água quente é encontrada por multiplicação entre os valores de ganho de calor por metro cúbico de banho (Tabela 9) e o volume dos tanque. Assim, tem-se que:

[ (

)] (

)

4.1.3 Cargas de ventilação e infiltração

Antes de se determinar a parcela de carga témrica devito à ventilação, é necessário calcular a vazão. O valor da vazão é obtido a partir dos valores apresentados na Tabela 10, da área e da capacidade do restaurante: ( )( (

) )(

( )( )

) (

)(

)

Substituindo o valor da vazão calculda na Eq. (17), tem-se que:

64 ( (

) [ ]) (

)

4.1.4 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 130,5 kW (aproximadamente 443500 BTU/h ou 37,1 TR). A distribuição da carga térmica ao longo do dia é ilustrada na Figura 24. 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. 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.

65 Figura 24 — Resultado da carga térmica total para o dia mais quente do ano

Carga Térmica 140000 120000

Watts

100000 80000 60000 40000 20000 0 1

2

3

4

5

6

7

8

9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 Horas

FONTE: Elaborado pelo autor

4.2 SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO

De posse do valor calculado da carga térmica (130,5kW ou 37 TR) e da vazão necessária de ar (1,3531 m³/s), pode-se chegar aos equipamentos que satisfaçam o projeto. Foram consultados os catálogos da Carrier do Brasil para selecionar as opções. Para o caso do self-contained, foram analisadas apenas opções de condensação ar. Como esses equipamentos encontram-se disponíveis até 52700 W, será necessário lançar mão do uso de três unidades dos mesmos.

Assim, pelos

catálogos da Carrier do Brasil (Tabelas 13 e 14), foram escolhidos o self-contained 40BX14 (para condensação ar incorporado) e 40BZ14 (para condensação a ar remoto).

66 Tabela 13 — Tabela de seleção de aparelho self-contained (condensação a ar incorporado)

MODELO Capacidade Vazão de ar (evaporador) Pressão estática disponível (evaporador) (VS/VH) Motor (VS/VH) Peso em operação peso do plenum Vazão de ar (condensador) Pressão estática disponível (condensador) Motor (condensador) Consumo Nominal

MODELO 40 BX (CONDENSADOR DE AR INCORPORADO) Unida 40BX 06 40BX 08 40BX 12 40BX 14 de BTU/h 60.000 90.000 120.000 150.000 TR 5 7.5 10 12.5

40BX 16 180.000 15

m³/h

3.400

5.100

68.000

8.500

10.200

mm.C. A

20/40

28/44

22/49

23/44

23/46

CV kg kg

1/1,15 260 18

1,5/2 300 20

2,0/3 440 27

3 490 30

3,0/4 520 33

m³/h

5.100

7.650

10.200

11.500

12.750

mm.C. A

10

10

10

10

10

CV

1,5

2

3

3

4

kW

7,5

10,1

14,5

17,1

19,5

Dimensões LxAxP

mm

1040x1970x 1230x1970x 1420x2000x 1610x2000x 1800x2000x 640 640 760 760 760

Características Elétricas

V-PhHz

220/380/440-3-60

FONTE: Carrier do Brasil

O COP do equipamento pode ser calculado pela divisão da capacidade pelo consumo nominal. Assim, para o caso do self-contained com condensação a ar incorporado, tem-se que:

67 Tabela 14 — Tabela de seleção do aparelho self-contained (condensação a ar remoto)

MODELO

MODELO 40BZ (CONDENSADOR A AR REMOTO) Unidade 40BX 06 40BX 08 40BX 12 40BX 14

40BX 16

BTU TR m³/h

60.000 5 3.400

90.000 7.5 5.100

120.000 10 6.800

150.000 12,5 8.500

180.000 15 10.200

Pressão estática Disponivel (VS/VH) Motor (VS/VH) Peso em Operação Peso do Plenum Consumo Nominal Dimensões LxAxP (40BZ) Dimensões LxAxP (40BV)

mm.C.A

20/40

28/44

22/49

23/44

23/46

Características Elétricas

V-Ph_Hz

Capacidade Vazão de ar

CV kg kg kW mm

1/1,5 1,5/2 2,0/3 3 3,0/4 208 233 326 406 480 18 20 27 30 33 6,2 8,3 12,2 14,9 16,4 1040x12 1230x1245x 1422x1245x7 1613x1245x 1804x1245x 45x580 580 00 700 700 1040x58 1231x580x5 1422x700x70 1611x700x7 1804x700x7 0x580 80 0 00 00 220/380/440-3-60 FONTE: Carrier do Brasil

Para o caso do self-contained com condensação a ar remoto, tem-se que:

Para o splitão, a análise dos catálogos da Carrier do Brasil (Tabela 15) 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 na próxima seção. Para os equipamentos da linha selecionada, os catálogos fornecem tabelas que relacionam os valores de COP dos equipamentos para algumas faixas de operação. Esses valores foram obtidos por meio de testes de aplicação realizados na fábrica e são mostrados na Tabela 16.

68 Tabela 15 — Tabela de seleção do equipamento splitão Módulo 40VX - Low Air Flow

Ecosplit

Unidade

40VX1 40VX1 40VX20 0 5

40VX25

40VX30

40VX40

40VX45

kcal/h(38EX) 30184 Capacidade kcal/h(38EV) 29938 Nominal TR 10,0

43219 41906 14,3

61288 60783 20,3

74740 73758 24,7

85710 83651 28,3

118269 116451 39,1

130324 128506 43,1

Vazão de ar mín./máx. P.E.D mín./máx. Standard P.E.D mín./máx. High Motor (std./High) Circuitos frigoríficos Área de face Caracterísit cas elétricas

5796/ 8117

7648/ 10707

10223/ 14312

10212/ 14297

14807/ 20616

17543/ 24560

m³/h mm.C.A

3720/ 5208

4,0/8,7 4,2/9,1 4,2/11,2 5,0/23,6 5,9/24,5 5,2/22,0 5,8/13,9

mm.C.A

10,4/ 23,8

11,5/ 25,5

25,4/ 42,2

26,1/ 50,1

24,5/ 42,5

35

33

CV

3,0/4

4,0/6

4/7,5

06/out

7,5/10

out/15

out/20

-

1

1

2

2

2

3

3

m²

0,52

0,8

1,06

1,42

1,42

2,06

2,44

V-Ph-Hz

220 / 380 / 440 - 3 - 60 FONTE: Carrier do Brasil

Tabela 16 — Tabela do COP da linha EcoSplit (reprodução parcial) LINHA INVERTER

40VX20 High Low

100% (Carga total)

COP

W/W

3,3

3,1

75% (Carga parcial)

COP

W/W

4,5

4,2

50% (Carga parcial)

COP

W/W

5,8

5,3

25% COP W/W 4,7 (Carga parcial) FONTE: Carrier do Brasil

4,3

Na comparação entre os valores de COP das três opções, nota-se uma vantagem para o equipamento splitão, que apresenta melhor performance tanto em

69 carga total quanto em carga parcial. Assim, optou-s epelo equipamwnto da linha EcoSplit da Carrier do Brasil.

4.3 PERDA DE CARGA

Para determinação da perda de carga, primeiro deve-se analisar a perda de carga distribuída na rede de dutos e acrescentar ao valor encontrado as perdas de carga localizadas devido à presença das venezianas, grelhas e difusores.

4.3.1 Dimensionamento dos dutos e perda de carga distribuida

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 25 — Traçado da rede de dutos

FONTE: Elaborado pelo autor

70 A Figura 25 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. Foi arbitrado um valor de 20 m, a partir da parede, para o comprimento do duto. Como são dois dutos, a vazão em cada um deles deverá ser metade da vazão total calculada, ou seja, 0,67655 m³/s (676,55 l/s ou 2435,58 m³/h). Arbitrando uma velocidade de 7 m/s na entrada do duto, temos, pelo ábaco da Figura 22, um coeficiente de perda por fricção de 1,59 Pa/m, portanto, dentro do desejado. Para essa velocidade e essa vazão, tem-s eum diâmetro para duto circular de cercade 350 mm. A fim de validar o resultado encontrado, o valor encontrado será substituido na Eq. (5) para se chegar ao valor da perda de carga e, posteriormente, ao coeficiente de perda por fricção. Assim, tem-se (propriedades do ar padrão consideradas):

{ [ (

( ) (

(

)(

) )

{ [

) ]}

(

)

( (

)(

)

) ]}

A partir da Eq. (2) pode-se encontrar a queda de pressão que, dividida pelo comprimento do duto, resulta num coeficiente de perda por fricção de 1,51 Pa/m. A diferença entre os coeficientes de perda por fricção é aceitável. Como pode ser visto no traçado apresentado na Figura 25, 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 26), fabricado pela Refrin, com altura de 200 mm e diâmetro hidráulico de 365 mm (Tabela 17). 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.

71 Figura 26 — Duto giroval

FONTE: refrin.com.br Tabela 17 — Tabela de seleção de dutos girovais (reprodução parcial)

B . Ø

557 638 719 . . . 300 318 335

800 . 350

880 . 365

960 . 379

200

B . Ø

529 609 690 . . . 341 365 386

771 . 406

840 . 423

932 . 441

250

B . Ø

580 661 . . 401 427

742 . 451

822 . 472

903 . 493

B 632 713 793 . . . . Ø 458 486 512 FONTE: refrin.com.br

874 . 535

Altura

150

300

-

A fim de se determinar a perda de carga, substitui-se o diâmetro tabelado na Eq. (5), obtendo (propriedades do ar padrão consideradas):

{ [ ( (

( ) (

)(

) )

{ [

) ]}

(

)

( (

)(

A partir da Eq. (2), determina-se a perda de pressão no duto:

)

) ]}

72

(

)(

)(

)

4.3.2 Dimensionamento das venezianas, grelhas e difusores e perda de carga localizada

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 (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, divide-se a vazão total no duto pelo número de bocas no mesmo, chegando a uma vazão de 0,067655 m³/s (243,6 m³/h) por difusor. Consultando os catálogos da Tropical (Indústrias Tosi), foi selecionado o difusor DI- 2 com dimensões de ” x 6” (Tabela 18), 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. Tabela 18 — Tabela de seleção do difusor de ar (reprodução parcial)

Modelo

Tamanho Área do Colarinho m²

DI - 12

9" x 6" . 0,035

Velocidade Veloc. Adotada

2,03

Perda de Pressão total em mm.C.A

1,5 A-B

m³/h

255

NC

-

Mín. Máx. Alcamce m.

2,4 - 4,8

FONTE: Tropical (Indústrias Tosi)

73 Optou-se por distribuir os difusores nos dutos de forma equidistante e simétrica. Considerando o comprimento do duto como sendo 20 metros (a partir da parede) e conhecendo a quantidade e as dimensões dos difusores no duto ( 0 de ” x 6” por duto), uma simples divisão nos dá um espaçamento de ,

m.

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. Para a tomada de ar externo, deve ser permitida a entrada de uma vazão de ar de 3897 m³/h (80% da vazão requerida). Consultando os catálogos da Tropical (Indústrias Tosi), são selecionadas duas unidades da veneziana TAE de dimensões 900x600 mm. Os dados da veneziana selecionada são apresentados na Tabela 19. Tabela 19 — Tabela de seleção de veneziana de tomada de ar externo (reprodução parcial) Velocidade Efetiva do Ar (m/s) Perda de Pressão (mmCA) Dimens. (mm) Larg. X Altura 900 x 600

2,00 1,2

3,00 2,2

4,00 3,6

5,00 5,1

6,00 6,8

Vazão de ar Área efetiva (m³/h) (m²) 1.935 2.903 3.870 4.838 5.805 0,269 FONTE: Tropical (Indústrias Tosi)

8,00 10,5

10,00 15

7.741

9.676

Para o retorno do ar, as grelhas devem garantir uma vazão de 974,2 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 Tabela 20. Tabela 20 — Tabela de seleção de grelha de retorno (reprodução parcial) Velocidade Efetiva (m/s) Pressão (mmCA) Dimensões (mm x mm) 500 x 200

1,52 0,51

2,03 0,76

2,54 1,02

3,05 1,52

3,55 2,03

Vazão de ar Área efetiva (m³/h) (m²) 263 351 439 527 613 0,048 FONTE: Tropical (Indústrias Tosi)

4,06 2,79

4,57 3,3

702

790

74 A perda de pressão (e consequente perda de carga) localizada total é a soma das perdas localizadas de cada elemento com perda localizada. Com o uso de algumas interpolações para encontrar valores de perda de pressãoa adequados para as vazões adotadas, chega-se a uma perda de pressão localizada no valor de 169,7 Pa para cada duto.

4.3.3 Perda de carga total

A perda de pressão (e perda de carga) total pode ser encontrada somando todas os fatores de perda. Assim, tem-se que:

( (

) )

( (

) )

(

)(

)

A pressão estática disponível nos ventiladores (de 249 a 414 Pa) da unidade evaporadora suporta a perda proporcionada pelo sistema, sendo adequada par ao projeto.

4.4 DESENHOS

Esta seção apresentará os desenhos para compreensão do projeto, a começar pelo desenho esquemático do fluxograma de ar e, posteriormente, os desenhos contendo a disposição dos equipamentos.

4.4.1 Fluxograma de ar

O fluxograma de ar é apresentado na Figura 27. O design foi pensado de modo a assegurar uma distribuição simétrica do ar. A disposição das luminárias foi levada em consideração no posicionamento dos dutos, sendo que cada duto é ligado a uma unidade evaporadora. No desenho são indicados os fluxos de ar de retorno e de tomada de ar externo, com suas respectivas vazões.

75 Figura 27 — Fluxograma de ar

FONTE: Elaborado pelo autor

76 As vazões nos difusores de ar não são uniformes, quanto mais próximas do ventilador, maior a vazão nas bocas, podendo até haver retorno de ar para o duto nos ponto mais a jusante. A fim de homogeneizar o fluxo de ar nos dutos, os mesmos podem ser interligados por um duto de igual seção no final da linha.

4.4.2 Disposição dos componentes

Nas próximas páginas serão mostrados os desenhos da casa de máquinas, laje técnica e um corte. A Tabela 21 apresenta uma legenda para a leitura dos desenhos. Tabela 21 — Legenda

ITEM

QTDE.

1

2

2

4

3

2

4

3

5

20

6

2

7

2

DESCRIÇÃO Unidade evaporadora – EcoSplit 20TR MOD. REF.: 40VX20 FABRICANTE: Springer Carrier Unidade condensadora – EcoSplit MOD. REF.: 38EX_10 FABRICANTE: Springer Carrier Veneziana para tomada de ar externo (900 x 600 mm) MOD. REF.: TAE 900x600 FABRICANTE: Tropical Grelha de retorno de ar (500 x 200 mm) MOD. REF.: RHN 500x200 FABRICANTE: Tropical Difusor de ar ( ” x 6”) MOD. REF.: DI- 2 ” x 6” FABRICANTE: Tropical Duto giroval 609 x 200 mm (20 metros) MOD. REF.: Duto giroval 609 x 200 (∅ = 365 mm) FABRICANTE: Refrin Ponto de força – Splitão EcoSplit 20TR 18 kW – 220V/3F/60Hz FONTE:Elaborado pelo autor

79 5 CONCLUSÃO

Com a realização do presente trabalho pôde-se verificar a importância da implantação d eum sistema de ar condicionado para o refeitório do Restaurante Universitário do Campus Colemar Natal e Silva. Como visto na pesquisa realizada, essa implantação traria benefícios para a comunidade acadêmica e para a comunidade em geral. Tendo em vista que a universidade tem papel de atenden também a comunidade de forma acessível, seria interessante o estudo da possibilidade de levar adiante a implementação de um projeto como este. 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 e foi concebido como descrito nos capítulos anteriores. 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-3ph-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

80 de refrigeração e, consequentemente, reduziria os custos para aquisição dos equipamentos, além de também poder acarretar na economia de energia elétrica.

81 6 TRABALHOS FUTUROS

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 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 a 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). 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 outras normas que possam rer relevantes para a concepção do projeto.

82 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: . Acesso em: 5 de junho de 2014.

.________. Resolução - RE nº9. Brasília, 16 de janeiro de 2003. Disponível em: . 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. 200?. Disponível em: . 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.

83

.________. 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: . Acesso em: 6 de junho de 2014.

BASTO, J. E. Qualidade do ar interno, Apostila. Itajaí, 2007. Disponível em: . 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: . 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: . Acesso em: 19 de junho de 2014.

CARRIER DO BRASIL. Self New Generation. Disponível em: . Acesso em: 19 de junho de 2014.

ÇENGEL, Y. A.; CIMBALA, J M. Mecânica dos fluidos: fundamentos e aplicações. São Paulo: McGraw-Hill, 2007.

84 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: . Acesso em: 30 de maio de 2014.

CIA DO FRIO. Ar Condicionado Self Contained. Disponível em: . Acesso em: 15 de junho de 2014.

CIA DO FRIO. Ar Condicionado Splitão. Disponível em: . Acesso em: 15 de junho de 2014.

COMO TUDO FUNCIONA. Como funciona o ar condicionado. Disponível em: 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: . 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: . Acesso em: 8 de maio de 2014.

FERRAZ, F.; GOMES, M. Apostila de Refrigeração. 2008. Disponível em: . Acesso em: 21 de março de 2014.

85

FROTA, A. B.; SCHIFFER, S. R. Manual de Conforto Térmico. 5ª ed. São Paulo: Studio Nobel, 2001.

GERNER, V. R. Coeficiente Global de Transmissão de Calor - U (Materiais de Construção Utilizados no Brasil). São Paulo, 2012. Disponível em: . Acesso em: 16 de maio de 2014.

GOETZLER, W. Variable Refrigerants Flow Systems. ASHRAE Journal. p. 24-31, abr. 2007. Disponível em: . Acesso em: 14 de maio de 2014.

HOW STUFF WORKS. How Air Conditioners Work. Disponível em: 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: . Acesso em: 22 de junho de 2014.

LINDSEY, K. Revision of the CLTD/SCL/CLF cooling load calculation method. Stiellwater, 1991. 99p. Disponível em: . Acesso em: 19 de maio de 2014.

MATOS, R. S. Manual Didático de Refrigeração. DEMEC-UFPR, Curitiba, 2004. Disponível em: . Acesso em: 9 de abril de 2014.

86 MILLER, R.; MILLER, M. R. Refrigeração e ar condicionado. 1ª ed. Rio de Janeiro: LTC, 2008.

OSRAM. Catálogo geral: lâmpadas fluorescentes tubulares e circulares. Disponível em: Acesso em: 10 de maio de 2014.

PIRANI, M. J. Refrigeração e ar condicionado - Parte II: Ar condicionado, Apostila. UFBA, 200?. Disponível em: . Acesso em: 6 de junho de 2014.

PORTAL DA REFRIGERAÇÃO. História da Refrigeração e Ar Condicionado. 200?. Disponível em: . Acesso em: 10 de abril de 2014.

REFRIN. Catálogo Giroval Norma SMACNA. Disponível em: . Acesso em: 20 de junho de 2014.

SCRIBD. 7354767-HVAC-Cooling-Load-Procedure-Guideline-Lo0. Disponível em: . 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: . Acesso em: 17 de maio de 2014.

STOECKER, W. F.; JONES, J. W. Refrigeração e ar condicionado. São Paulo: McGraw-Hill do Brasil, 1985.

87

TROTT, A. R.; WELCH, T. C. Refrigeration and Air Conditioning. 3rd ed. Oxford: Butterworth-Heinmann, 2000.

WANG, S. K. Handbook of air conditioning and refrigeration. 2nd ed. New York: McGraw-Hill, 2001.

YAMANE, E.; SAITO, H. Tecnologia do Condicionamento de Ar. São Paulo: Editora Edgard Blücher, 1986.

YOUTUBE. Conhecendo a UFG - Restaurante Universitário (UFG). 2011. Disponível em: . Acesso em: 15 de maio de 2014.

88 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 5- Comentários

Diminuiria

Não influenciaria

106