Projeto do sistema de ar condicionado do

UNIVERSIDADE FEDERAL DE GOIÁSESCOLA DE ENGENHARIA ELÉTRICA, MECÂNICA E DE COMPUTAÇÃO LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA PROJETO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO PARA O RESTAURANTE UNIVERSITÁRIO DO CAMPUS I DA UFG GOIÂNIA-GO 2014 LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA PROJETO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO PARA O RESTAURANTE UNIVERSITÁRIO DO CAMPUS I DA UFG Trabalho de conclusão de curso apresentado como parte dos requisitos para a obtenção do título de engenheiro mecânico do Curso de Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Goiás. Orientador: Dr. Leonardo de Queiroz Moreira GOIÂNIA-GO 2014 I. 107p. Orientador: Leonardo de Queiroz Moreira. 1. II. Climatização. Carga térmica. 2.Goiânia: 2014. Luís Fernando Ferreira. -.Silva. Projeto. 2014. Projeto de um sistema de ar condicionado para o Restaurante Universitário do Campus I da UFG / Luís Fernando Ferreira Silva. 3. Projeto Final de Curso (Graduação) – Universidade Federal de Goiás. Goiânia. EMC. Título . EMC. Universidade Federal de Goiás. Leonardo de Queiroz Moreira Orientador __________________________________________________ Prof. do Curso de Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Goiás. Área de concentração: Termodinâmica Orientador: Dr. Banca examinadora: __________________________________________________ Prof. Dr. Dr. Dr. Felipe Pamplona Mariano Primeiro Membro __________________________________________________ Prof. Demóstenes Ferreira Filho Segundo Membro . Leonardo de Queiroz Moreira Projeto Final de Curso defendido e aprovado em ____ de __________ de 2014.LUÍS FERNANDO FERREIRA SILVA PROJETO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO PARA O RESTAURANTE UNIVERSITÁRIO DO CAMPUS I DA UFG Trabalho de conclusão de curso apresentado como parte dos requisitos para a obtenção do título de engenheiro mecânico. . e não ficar à deriva.mas devemos navegar. 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 ."A grande coisa nesse mundo não é onde permanecemos. nem jogar âncora." Oliver Wendell Holmes . . Gostaria de agradecer também a todas aquelas pessoas que contribuíram de alguma forma para que este trabalho fosse realizado. pelos esclarecimentos. Ao engenheiro mecânico Fernando Celso Fittipaldi Bombonato. . em especial ao professor Leonardo de Queiroz Moreira. conselhos. pela preocupação. Também quero agradecê-la por todo suporte que me deu até o ponto em que me acompanhou nesta jornada. sugestões. dedicação e pelo apoio prestado naquilo que estava ao seu alcance. Aos professores e técnicos administrativos do curso de Engenharia Mecânica da UFG. explanações e sua solicitude em me ajudar no desenvolvimento do projeto. Se consegui algo na minha jornada. Em especial. me capacitou e me deu fôlego para chegar onde cheguei. quero agradecer aos meus familiares por suas orações. foi porque Ele me sustentou. e aos professores Felipe Pamplona Mariano e Kleber Mendes de Figueiredo. Quero agradecer aos meus colegas e amigos de faculdade Raphael Jonas França e Hanniery Marques Fernandes por me fazerem companhia em momentos delicados nas últimas semanas de desenvolvimento do trabalho. Ao sempre companheiro Willis Alcântara Manzan Junior e as amigas Marcella Carvalho Agostinho e Paula Borges. por sua prestatividade. por se mostrarem solícitos no apoio da composição do texto e no saneamento de dúvidas. Por fim.AGRADECIMENTOS Agradeço primeiramente à Deus. por tornar possível essa caminhada e me dar forças para vencê-la. por sua orientação. 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. RESUMO Este trabalho tem como propósito o estudo e projeto de um sistema de ar condicionado para o Restaurante Universitário do Campus I da UFG. Para isso, 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 CLTD/SCL/CLF. De posse da carga térmica e da vazão estimadas, estudou-se as opções de sistemas para instalação e fez-se uma préseleção de equipamentos. Para definição do equipamento a ser instalado, avaliou-se a eficiência energética das alternativas com base nos valores de EER. Selecionado o equipamento de climatização, definiu-se a localização dos mesmos, determinou-se o traçado da rede de dutos e suas dimensões, definiram-se as bocas de insuflamento, grelhas de retorno e venezianas de tomada de ar externo. Nos apêndices, disponibilizaram-se as planilhas de cálculo da carga térmica e os desenhos mostrando a disposição dos equipamentos na planta. Palavras-chave: Climatização. Ar condicionado. Conforto. Projeto. Carga térmica. Método CLTD/SCL/CLF. there was the definition of the route of the pipeline and its dimensions. With the HVAC equipment selected. After a preliminary study of the available architectural plans. For definition of the equipment to be installed. Design. the study and design of an air conditioning system for the UFG Campus I University Restaurant. Keywords: Climate control. In the appendices. return grilles and shutters for outside air catch. was performed a survey of the thermal load by the CLTD/SCL/CLF method. Air conditioning. there was a selection of the air diffusors. there was a study of the options for installation of systems and was made a pre-selection of equipment. CLTD/SCL/CLF method. Thermal load. was evaluated the energy efficiency of the alternatives based on the values of EER. . After that. there was the definition of the location of them. was provided the spreadsheets of the thermal load and drawings showing the layout of the equipment in the plant.ABSTRACT This paper has. 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. as purpose. Comfort. With the thermal load estimated and the air flow in hands. . ...................................................... 41 3.....................3 Linha de saturação e temperatura de ponto de orvalho ..1........................................................1.................................... 38 3...... 45 4 CÁLCULO DA CARGA TÉRMICA ...................... 40 3............................ 39 3...............................2 Temperatura de bulbo úmido ....................... 30 2...................................................... 36 3..................................................5 Umidade absoluta ..........1 JUSTIFICATIVA ...............2........................... 15 1.................... 34 3..... 19 2 EVOLUÇÃO HISTÓRICA E FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO ........ 41 3....................................3 CONFORTO TÉRMICO ... 32 3 DEFINIÇÕES E CONCEITOS FUNDAMENTAIS .......................2 CONDIÇÕES DE PROJETO .......... 38 3.8 A carta psicrométrica .3 CARGAS EXTERNAS ...................2........................................2 OBJETIVOS ......2 Como funciona um ar condicionado .......................6 CLASSIFICAÇÃO DAS APLICAÇÕES DE AR CONDICIONADO ........................................................................................................ 34 3....................................................1........... 47 4................... 47 4.... 20 2.............................7 Volume específico .............. 49 4..................................................................................2 FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO ............................................................................1 Carga externa devido à insolação em superfícies opacas ....................................... 42 3................1....................................................4 Umidade relativa ........... 36 3............................................. 15 1.............2.....................................1......1 HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO E AR CONDICIONADO ......................5 ÍNDICE DE EFICÊNCIA ENERGÉTICA (EER) .. 35 3.......................3............6 Entalpia .................................1.......... 50 ........... 44 3.....20 2.. 48 4..................................................................................................1........................2 CARGA TÉRMICA...............1......4 TIPOS DE CONDICIONADORES DE AR ....... 37 3.........SUMÁRIO 1 INTRODUÇÃO ............1 METODOLOGIA .................................................................1 PSICROMETRIA ........................1 Temperatura de bulbo seco ................................................... 34 3...........2 Carga térmica de resfriamento ...............2.................................. 35 3........1 Ciclo simples de compressão de vapor .....................................1 Carga térmica de aquecimento ......... 30 2........................ ................... 59 5 ALTERNATIVAS DE PROJETO........3 ÁGUA GELADA ...................4......................2 Carga externa devido à insolação através de superfícies transparentes ............................6 CARGA TOTAL DE RESFRIAMENTO........... 61 5...................................................................................4............ 54 4.........................................................................................................................................1 SISTEMA SELF-CONTAINED .3........................................................................... 77 6........................................... 81 APÊNDICE A — Formulário ............... 72 6.........................................3........... 56 4......... 55 4............................. 62 5................. 88 APÊNDICE C — Desenhos .........................................................1 Pessoas ......2 Retorno de ar ...................................3 CAPTAÇÃO DE AR .........................2 BOCAS DE INSUFLAMENTO.........................................................................................1 Tomada de ar externo ..............4 FLUXOGRAMA DE AR ........................................................................... 68 6 CAPTAÇÂO E DISTRIBUIÇÃO DE AR ....... 75 6............................................... 87 APÊNDICE B — Planilhas de cálculo de carga térmica.......................................2 Iluminação ..................4................................4 CARGAS INTERNAS.........1 DIMENSIONAMENTO DA REDE DE DUTOS... 72 6....... 76 6.................................................................................. 65 5.........3......................................... 55 4............... 77 7 CONSIDERAÇÕES FINAIS ...... 58 4....................................3 Diversas ..........4..................................2 SISTEMA SPLIT ...................................................................5 CARGAS DE VENTILAÇÃO E INFILTRAÇÃO .....................................................................................................3...... 103 ..................................................................... 76 6......... 66 5............4 COMPARAÇÃO E SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO.3 Cargas externas devido a partições ................................................. 57 4...............................................................................53 4....... 79 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ...... 15 1 INTRODUÇÃO A Universidade Federal de Goiás (UFG) conta com duas unidades do Restaurante Universitário (RU) em Goiânia, uma situada no Campus Colemar Natal e Silva (Campus I) e outra no Campus Samambaia (Campus II), onde também existe uma unidade do Restaurante Executivo (RE). Os restaurantes da UFG são vinculados à Pró-Reitoria de Assuntos da Comunidade Universitária (PROCOM), sendo administrados pela Real Food Alimentação. Por dia, são servidas mais de 1400 refeições nas duas unidades do RU, entre almoço e jantar. Atualmente, o valor cobrado por refeição é de R$ 3,00, para membros da comunidade universitária da UFG, e R$ 7,09, para aqueles sem vínculo com a universidade. As refeições para integrantes da comunidade universitária são subsidiadas com recursos da UFG. No ano de 2011, a unidade do Campus II passou uma ampla e profunda reforma visando ampliar e melhorar o conforto e o atendimento dos usuários. Nessa reforma, um dos pontos atendidos para melhorar o conforto dos usuários foi a implantação de um sistema de climatização. 1.1 JUSTIFICATIVA O RU do Campus I funciona em um prédio inaugurado em 13 de abril de 1966, na gestão do reitor Flávio Lacerda (conforme placa no local). Sob a gestão da reitora Milca Severino Pereira, o prédio passou por uma reforma no ano de 2001 (também conforme placa no local), mas não possui nenhum tipo de sistema para proporcionar conforto térmico aos usuários. O refeitório fica localizado em uma área da cidade mais urbanizada e cercada por outras edificações (Fig. 1). Essa urbanização favorece a formação de ilhas de calor na região (devido ao asfalto, concreto, telhados, pouca vegetação, etc.), tornando o RU do Campus I um ambiente termicamente desconfortável, especialmente nos meses de verão. A sensação térmica (percepção da aparente temperatura do ar) mais elevada, aliada a um ambiente por vezes abafado, é uma reclamação recorrente entre os frequentadores do restaurante, que acreditam que temperaturas mais amenas e uma 16 ventilação adequada resultariam em uma experiência muito mais agradável no refeitório do RU. Tendo em vista esta conjuntura, foi realizada uma pesquisa com os usuários do Restaurante Universitário do Campus I para analisar o que os mesmos pensam e tem a dizer sobre a implantação de um sistema de ar condicionado no refeitório. Para tal foi elaborado um formulário com cinco questões relativas à frequência dos entrevistados no restaurante e à avaliação da ideia e da necessidade de implantação do sistema. Um modelo do formulário empregado é apresentado no Apêndice A. Figura 1 — Localização do Restaurante Universitário no Campus I FONTE: Google Maps (adaptado) Foram entrevistas 273 pessoas entre os dias 17 e 23 de maio de 2014. Optou-se por fazer a pesquisa por meio de um formulário criado com o uso das ferramentas do Google Drive a fim de facilitar a computação e análise dos dados. O formulário foi enviado via e-mail para estudantes dos diversos cursos situados no Campus Colemar Natal e Silva, usuários da unidade em questão do restaurante (doravante chamada apenas de RU). Os gráficos ilustrados nas Figuras 2, 3, 4 e 5 expressam as respostas coletadas. 17 Figura 2 — Número de refeições feitas por semana pelos entrevistados FONTE: Elaborado pelo autor Figura 3 — Avaliação da ideia de implantação de um sistema de ar condicionado FONTE: Elaborado pelo autor Figura 4 — Avaliação da necessidade de implantação de um sistema de ar condicionado numa escala de 1 (nada necessário) a 5 (muito necessário) FONTE: Elaborado pelo autor 18 Figura 5 — Influência da instalação do condicionador de ar na frequência dos usuários FONTE: Elaborado pelo autor Como pode ser observado nas Figuras 3 e 4. da qualidade do tempo de refeição no restaurante. Porém. Aqueles que responderam que sua frequência no restaurante diminuiria. A implementação do projeto traria benefícios . sendo que mais de 50% deles julgaram a implementação desse sistema como algo muito necessário para a melhoria do conforto e. a necessidade da elaboração de um projeto de um sistema de ar condicionado para o refeitório do RU. A frequência semanal de refeições dos entrevistados é mostrada na Figura 2. além de verem a implantação de um sistema de ar condicionado com bons olhos e como uma necessidade. então. Nota-se. no mínimo. da instalação de um sistema de ar condicionado no refeitório do RU foi recebida muito positivamente pelos entrevistados. de modo a proporcionar melhorias no ambiente de refeição do restaurante. consequentemente. os mesmos não descartam a possibilidade de manterem sua frequência atual após uma eventual instalação. Percebe-se também que. 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. manter a sua frequência atual no restaurante (Fig. a ideia de um projeto e. 5). 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. mais de 60% dos entrevistados considerariam almoçar mais vezes no RU e quase 40% consideraria. que poderia viciar o ar ambiente. apesar disso. principalmente. deseja-se fazer o projeto básico. 1. qualidade do ar e bem estar no tempo de refeição para a comunidade acadêmica. para as dependências do Restaurante Universitário do Campus Colemar Natal e Silva. deseja-se analisar qual o melhor tipo de sistema de condicionamento de ar para ser empregado no espaço em questão. Refrigerating and AirConditioning Engineers (ASHRAE) para os cálculos e dimensionamento do sistema. O projeto deve atender as recomendações e requisitos das normas da Associação Brasileira de Normas técnicas (ABNT) e da American Society of Heating. Definido o melhor e/ou mais viável sistema a ser implementado. também. para funcionários da Real Food Alimentação e. dando uma atenção especial para o conforto térmico dos ocupantes do refeitório.19 no que diz respeito a conforto térmico. Essa etapa deverá conter os desenhos das instalações de distribuição de ar e redes hidráulicas. Além dos cálculos para levantamento da carga térmica. contendo os elementos suficientes para garantir a compreensão dos conceitos adotados no projeto e a perfeita caracterização e definição das instalações.2 OBJETIVOS Este trabalho tem como objetivo o desenvolvimento de um projeto de sistema de ar condicionado. fazendo comparações quanto ao rendimento e a viabilidade econômica dos mesmos. tão completo quanto possível. para a comunidade em geral que eventualmente faz uso das instalações do RU. . tão comuns no Brasil. Essas casas de armazenamento eram feitas de diversos materiais isolantes.C indicam que os efeitos exercidos por baixas temperaturas na conservação de alimentos já eram conhecidos. para o preparo de bebidas e alimentos gelados (FERRAZ & GOMES.. 2. como palha e esterco (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO).000 a. Posteriormente.2). 2008). O princípio desse sistema consistia na evaporação da água que passava pelos poros do barro e. Registros anteriores a 2. reduzia a temperatura do volume contido no interior dos recipientes. 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).C. As civilizações gregas e romanas que também aproveitavam o gelo colhido no alto das montanhas.1 HISTÓRICO DA REFRIGERAÇÃO E AR CONDICIONADO Desde a pré-história. como consequência. Os egípcios. Com isso. A menção histórica mais antiga a esse respeito data de aproximadamente 1. num antigo livro de poemas chinês.000 a. utilizando trabalho escravo. descobriu-se que dissolver nitrato de sódio (NaNO3) em água abaixava a temperatura da mistura (esse fato já era conhecido no século XIV). . por exemplo. a civilização chinesa que usava gelo natural com a finalidade de conservar o chá que consumia. por exemplo. o Grande. semelhantes a moringas. Os métodos mais antigos de "produção" do frio faziam uso do gelo natural ou de misturas de sal e neve. O gelo natural era enviado dos locais de clima frio ou era recolhido durante o inverno e armazenado em salas frias. refrescavam a água usando vasos de barro.1) e será abordado os princípios de funcionamento de um aparelho de ar condicionado (seção 2. Alexandre. serviu bebidas resfriadas com neve aos seus soldados por volta de 300 a. chamado Shih Ching.C.20 2 EVOLUÇÃO HISTÓRICA E FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO Neste capítulo será apresentada a evolução histórica da tecnologia de refrigeração e ar condicionado (seção 2. que viviam numa região onde não era possível encontrar gelo natural. Pode-se citar. 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. pelo inglês Michael Faraday (FERRAZ & GOMES. no final do século XVII. . na região do Caribe. para o porto de St. seu consumo era relativamente menor. Pierre. mas como a aceitação do gelo artificial era pequena. 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. que constituiu a base precursora dos atuais sistemas de compressão frigorífica. em 1834. descoberto em 1824. Em 1806. verificou-se a existência de micro-organismos (micróbios e bactérias) invisíveis a olho nu. na Alemanha. surgiu outro tipo de mecanismo para a fabricação do gelo artificial.21 Mas. 2008). Estudos científicos demonstraram que alguns desses micro-organismos eram responsáveis pela putrefação de alimentos e também causavam danos à saúde humana. nos Estados Unidos. Hoje se sabe que tal crença é absurda. Com a invenção do microscópio. pois havia uma crença geral de que o gelo artificial era prejudicial à saúde humana. iniciando uma mudança no cenário de comércio de gelo. Em 1855. baseado no princípio da absorção. Isso ocorreu devido o argumento de que o gelo natural tinha qualidades superiores ao feito pela mão do homem. o primeiro sistema mecânico de fabricação de gelo artificial. Como se trata de um produto de difícil transporte e armazenamento. Em consequência desses estudos. Tudor eventualmente despachava gelo para outros locais ao redor do mundo. pesquisas visando à obtenção de gelo artificial ganharam força. o que provocou uma grande expansão da indústria do gelo. onde não havia instalações para armazenar o produto. além da impossibilidade de ser encontrado naturalmente em certas regiões do planeta. No século XVIII o gelo estava disponível apenas para pessoas de maior poderio econômico. A empreitada só obteve sucesso porque Tudor se associou a um proprietário local do setor de alimentos com o qual produziu e comercializou sorvetes (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO). Também foi observado que a reprodução de bactérias poderia ser limitada sob baixas temperaturas. foi inventado. Sua primeira empreitada foi um carregamento de 130 toneladas. Mesmo depois do desenvolvimento de mecanismos para obtenção de gelo artificial. o comércio de gelo natural continuou. 2008). Figura 6 — Primeiras geladeiras FONTE: Ferraz & Gomes. de forma considerável. e ainda se percebeu as vantagens de se ter um produto mais puro e em quantidades variáveis. em 1890. apesar do uso do gelo artificial estar consolidado.22 Porém. 2008 Esse era o impulso que faltava para a produção mecânica de gelo. a temperatura no interior da geladeira. Era o fim do tabu. Mas. ainda era necessário a figura de um distribuidor do produto. de acordo com a demanda. o que prejudicou a formação de gelo naquele ano no país (FERRAZ & GOMES. usinas de gelo passaram a se espalhar. Com a escassez do gelo natural. e o negócio de gelo natural finalmente acabou por volta de 1930. como ilustrado na Figura 6. O uso do gelo natural levou à criação das primeiras geladeiras. Os Estados Unidos (um dos maiores produtores de gelo natural da época) tiveram um inverno muito fraco. era comum ver a . quase sempre isolado por meio de placas de cortiça. Elas eram constituídas simplesmente por um recipiente. esse panorama começou a mudar. dentro do qual eram colocadas pedras de gelo e os alimentos a conservar. A fusão do gelo absorvia parte do calor dos alimentos e reduzia. Uma vez que não era possível a produção em pequena escala na própria casa dos consumidores. no princípio do século XIX. Com a aceitação do público consumidor e crescente demanda. a população se viu forçada a consumir o artificial. Esse desperdício tornaria o sistema inviável economicamente. Metade do ciclo de refrigeração estava resolvido. O vapor é aquecido pela compressão e resfriado ao longo do condensador por um fluido externo (como água ou ar). Antes do advento da energia elétrica. Amónia foi liquefeita por van Marum e van Troostwijk (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO). Monge liquefizeram o Dióxido de Enxofre em 1780. Naquele tempo. F. O sistema poderia ser usado com qualquer fluido volátil. No ano de 1755 já se conhecia o efeito de resfriamento causado pelo éter ao se evaporar sobre a pele. em 14 de agosto de 1835. condensador e válvula de expansão. o químico William Cullen demonstrou a formação de gelo na água em contato com um recipiente contendo éter. fazendo com que ele condense e se torne líquido. and in cooling fluids” (British Patent 6662). Descobriu-se que o principal método usado para produzir refrigeração baseia-se no processo de evaporação de um líquido chamado refrigerante. 2004). intitulada “Apparatus and means for producing ice. Fig. até que Bramwell descreveu o artigo para o Journal of the Royal Society of Arts (MATOS. O compressor elevava a pressão do vapor e o mandava para o condensador. Clouet e G. que foi o primeiro a desenvolver a patente de um sistema de refrigeração baseado na compressão de vapor. 7. Cullen promoveu sua ebulição a uma temperatura baixa o suficiente para proporcionar a formação do gelo (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO). evitando desperdiçá-lo para o ambiente. Permaneceu esquecido por cerca de 50 anos.23 figura de um geleiro passar pelos bairros com sua carroça termicamente isolada e distribuir pedras de gelo para serem colocadas nas geladeiras das casas. especialmente éter. O trabalho de Perkins despertou pouco interesse e não foi mencionado na literatura da época. ainda se fazia necessário encontrar uma forma de recircular o éter evaporado. Em 1787. Entretanto. J. 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. Este líquido escoa através da válvula de . que é basicamente um trocador de calor. Ao reduzir a pressão sobre o éter. e consiste de quatro componentes principais do ciclo de refrigeração mecânica: evaporador. compressor. Informações sobre métodos de liquefação de gases através de compressão foram reunidas na segunda metade do século 18. onde o ciclo se reinicia (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO). passou a resfriar quartos onde os doentes que tratava ficavam com blocos de gelo suspensos no teto por uma bacia. todo o escoamento já se tornou vapor e é conduzido novamente para o compressor. ele deixou sua atividade como médico e passou a . Esta súbita queda de pressão faz com que parte do escoamento entre em ebulição gerando uma mistura de líquido mais vapor. Depois de 1845. reduzindo a temperatura da mistura que se encaminha para o evaporador. baseando-se na ideia de que um ar ruim poderia causar ou agravar doenças. Figura 7 — Equipamento de refrigeração de Jacob Perkins FONTE: Matos.24 expansão (um trecho da tubulação que oferece alguma restrição à passagem do escoamento) criando com isso um diferencial de pressão através dele. o médico John Gorrie. Ao final do evaporador. O evaporador retira calor do meio que se deseja resfriar e usa esta energia para promover a evaporação do restante do escoamento que ainda se encontra no estado líquido. 2004 Ainda na primeira metade do século XIX. A energia necessária para promover esta ebulição é retirada da parte ainda líquida do escoamento. resfriando o sistema. Em seguida. engenheiro nascido na Austrália e radicado na Escócia (MATOS. em Washington. Sua primeira máquina de fazer gelo comercial surgiu em 1854. O jovem Harrison iniciou-se no assunto a partir de um breve treinamento técnico nas aulas de química durante seu curso de tipografia na universidade. O principal responsável por tornar o princípio de refrigeração por compressão mecânica em um equipamento real foi James Harrison (1816-1893). . Em 1856. DC. A primeira máquina de fazer gelo mecânico de Harrison começou a operar em 1851. 2004). em Rocky Point. onde percebeu o efeito de resfriamento do éter. onde patenteou o processo (747 de 1856) e seu aparelho (2362 de 1857). Geelong (Austrália). O modelo original de sua máquina e os artigos científicos que escreveu estão na Smithsonian Institution. às margens do rio Barwon. e sua patente para um sistema de refrigeração de compressão de vapor de éter foi concedida em 1855. foi concedida a Gorrie a patente no. para uma máquina de fazer gelo baseada na compressão e expansão de ar. Harrison foi para Londres. Em 6 de maio de 1851.25 se dedicar no desenvolvimento de projetos de refrigeração. Este novo sistema utilizava um compressor para forçar o gás refrigerante a passar por um condensador. o gás liquefeito circulava através das serpentinas e vaporizava novamente. 8080. onde era resfriado e liquefeito. A máquina empregava um volante de 5m e produzia 3000 kg de gelo por dia. No começo do século XX. foi apresentado à sociedade da época (Matos.26 Figura 8 — Equipamento de refrigeração de James Harrison FONTE: Matos. 2008). com a descoberta da eletricidade por Thomas Edison e Nikola Tesla. muito esforço e apresentava baixo rendimento. 2004 Em 1862. 2004). O primeiro refrigerador doméstico surgiu em 1913 (FERRAZ & GOMES. em uma exibição internacional em Londres. A partir daí diversos sistemas de produção do frio e também vários tipos de gases refrigerantes foram desenvolvidos e usados. . exigindo atenção constante. Com esta nova fonte de energia. já que o mesmo era de operação manual. o equipamento de Harrison. a indústria da refrigeração recebeu uma contribuição decisiva. mas sua aceitação não foi muito grande. Tais equipamentos foram enviados para diversos lugares visando aplicações como produção de gelo e a cristalização de parafina (PORTAL DA REFRIGERAÇÃO). os técnicos buscaram meios de produzir o frio na própria residência dos usuários. fabricado por Daniel Siebe. Harrison ainda deu continuidade ao desenvolvimento dessa tecnologia construindo máquinas ainda mais evoluídas na Inglaterra. controle de umidade. patent No. apresentou desenhos de uma máquina que fazia circular o ar por dutos resfriados artificialmente. Os baixos níveis de calor e umidade destinavam-se a manter constantes as dimensões do papel e do alinhamento da tinta. Ele usou o seu conhecimento em aquecimento de objetos com vapor e reverteu o processo. em 1902. Paralelamente ao desenvolvimento dos refrigeradores domésticos. Depois de vários anos de refinamento e testes de campo. Carrier acreditava que poderia retirar a umidade da fábrica através do resfriamento do ar.S. 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. a temperatura na sala poderia ser também controlada. gerando imagens borradas e obscuras. em 2 de janeiro de 1906 foi concedido a Carrier a patente por sua invenção (U. o jovem engenheiro norte-americano Willis Carrier inventou um processo mecânico para condicionar o ar. dos Estados Unidos. Sua invenção foi uma solução proposta para a Sackett-Wilhelms Lithographing & Publishing Company of Brooklyn. O equipamento foi fabricado o pela Kelvinator Company. enviou-o através de serpentinas frias. Em vez de enviar ar através de serpentinas quentes. foi o primeiro exemplo de condicionamento de ar por um processo mecânico e ficou conhecido como o primeiro sistema de ar condicionado moderno do mundo. com uma produção sempre crescente de refrigeradores mecânicos. era arrefecido e podia-se controlar assim a quantidade de umidade nele contida. O equipamento foi . Por sua vez. que controlava a temperatura e umidade. a evolução foi intensa. soprado através das serpentinas frias. fazendo com que as cores impressas em dias úmidos não se alinhassem. foi o primeiro equipamento de ar condicionado do tipo pulverização (spray) do mundo. A invenção de 1902 marcou o nascimento do ar condicionado por causa do advento do controle de umidade. controlar a circulação de ar e ventilação e purificar o ar. tornando realidade o controle do clima. 808897). O ar.27 Mas em 1918 surgiu o primeiro refrigerador automático movido à eletricidade e com um pequeno motor. A partir de então. Este processo. Chamado por ele de "Aparelho para o tratamento do ar". cheias com água fria. Para isto. levando ao reconhecimento de que o ar condicionado deve realizar quatro funções básicas: controle de temperatura. ajudando a reduzir a mortalidade causada pela desidratação (AR CONDICIONADO). Mais tarde. no Allegheny General Hospital de Pittsburgh. Carrier desenhou um equipamento especial para residências. maior e mais simples do que os condicionadores usados atualmente. que nada mais era do que a reunião. de diagramas das variáveis (temperatura de bulbo úmido. num mesmo gráfico. O sistema introduzia umidade extra em um berçário de partos prematuros. temperatura de bulbo seco. entalpia e volume específico) que definem as condições da mistura entre ar seco e vapor d’água. A primeira aplicação residencial do ar condicionado foi em uma mansão de Minneapolis. Figura 9 — Willis Carrier ao lado do primeiro condicionador de ar FONTE: http://kylebarrydesign.wordpress. Carrier apresentou no encontro anual da American Society of Mechanical Engineers (ASME) o documento mais importante e significativo para a indústria do ar condicionado: sua “Rational Psychrometric Formulae”. aquecendo de água para o primeiro caso e resfriando-a para o segundo. simplesmente. carta psicrométrica. em 1914. No mesmo ano. . umidade relativa umidade absoluta.28 projetado para umidificar ou desumidificar o ar.com/ Em 3 de dezembro de 1911. o documento ficou conhecido como “Magna Carta da Psicrometria” ou. Carrier instalou o primeiro condicionador de ar hospitalar. temperatura de ponto de orvalho. comumente usado. o ar condicionado tomou-se mais acessível ao público. podendo ser encontrado em muitos prédios. é uma marca comercial que se refere a qualquer refrigerante dos tipos clorofluorcarbono (CFC). Willis Carrier desenvolveu um sistema que viabilizou o ar condicionado em arranha-céus. Por anos a mistura mais utilizada no ar condicionado de conforto de expansão direta foi o HCFC conhecido como clorodifluorometano (R22). o propano e outros). clorometano. . O nome "freon". 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. o que poderia resultar em acidentes fatais em caso de vazamento. O R-12 constituía uma mistura muito utilizada em ares condicionados de automóveis. desde 2010 esse gás não é mais utilizado em equipamentos novos e seu uso deverá ser completamente erradicado até 2020. Nos anos 30. não inflamáveis e menos corrosivas que os refrigerantes até então empregados. desenvolvidos por Thomas Midgely Junior. os modelos residenciais de ar condicionado começaram a ser produzidos em massa (AR CONDICIONADO). que fez com que esses gases não sejam mais empregados atualmente. CFC hidrogenado (HCFC) ou hidrofluorcarboneto (HFC). A distribuição do ar em alta velocidade através de dutos "Weathermaster". já que a frequência dos cinemas caía muito e várias salas chegavam a ficar fechadas durante o verão. Por questões ambientais. Nos anos 50. O desenvolvimento de novas tecnologias visando eficiência energética. também usado nos refrigeradores domésticos modernos (WIKIPEDIA). mas acabou sendo substituído pelo R-134a. por exemplo. Naquela época. cada vez menos nocivos ao meio ambiente. surgiram os gases refrigerantes fluorados (os CFCs). Atualmente. o equipamento ajudou a indústria cinematográfica. economizava mais espaço do que os sistemas utilizados na época. Em 1928. Os primeiros refrigeradores e aparelhos de ar condicionado empregavam gases tóxicos ou inflamáveis (como amônia. desconhecia-se a ação nociva dos CFCs sobre a camada de ozônio. 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.29 Na década de 1920. butano. como teatros e cinemas. desde os aparelhos de janela até sistemas centrais. Inclusive. Estas substâncias se mostraram atóxicas. criada em 1939. como. O vapor é então comprimido até . que são fluidos desenvolvidos especialmente para esse fim. obviamente) sem seu gabinete. que podem ser vistos com maiores detalhes em Trott and Welch (2000). fazendo o fluido evaporar e mudar para o estado de vapor. existem outros ciclos de refrigeração..2. Creder (2004) e outras fontes. Segundo Stoecker (1985). Assim. os ciclos de absorção de vapor e de compressão de ar. 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). 2. Por meio desses fluidos é possível extrair uma grande quantidade de calor para um dado fluxo de massa do refrigerante (HUNDY et al. Um ciclo básico de refrigeração faz uso da evaporação e condensação de um fluido de trabalho a diferentes temperaturas e.1 Ciclo simples de compressão de vapor Um ciclo de refrigeração opera no sentido contrário ao natural da transferência de calor. a diferentes pressões. Nos ciclos modernos. de modo a retirar calor da fonte fria e “descartá-lo” na fonte quente. os fluidos de trabalho usados são os ditos refrigerantes. por exemplo. objetivando a redução (ou manutenção) de temperatura da fonte de menor temperatura. e apresentará os componentes de um condicionador de ar. Porém. também. O calor é fornecido ao fluido a uma temperatura e pressão baixas. o ciclo de refrigeração por compressão de vapor é o mais utilizado nas aplicações modernas.2 FUNCIONAMENTO DO AR CONDICIONADO Um sistema de ar condicionado funciona basicamente como uma geladeira (de maior potência.30 2. 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). correlacionando com o funcionamento de um ar condicionado. 2008). a temperatura do fluido ao final da compressão está acima da temperatura de condensação mostrada na Fig. Em ciclos reais. A evaporação do refrigerante é um processo que ocorre a pressão constante. a energia usada para comprimir o vapor é convertida em calor. O processo real de condensação é representado pela parte da linha horizontal que se encontra dentro da curva de saturação. configurando um desvio em relação ao ciclo ideal. Figura 10 — Diagrama pressão-entalpia (P-h) com ciclo de compressão de vapor FONTE: HUNDY et al.31 uma pressão e a uma temperatura elevadas. nas quais o calor é rejeitado e o fluido volta à fase líquida. o vapor deve ser resfriado antes do início da condensação. A Figura 10 mostra um desses diagramas com um ciclo de simples compressão de vapor superposto. ciclos de refrigeração são usualmente representados em diagramas pressão-entalpia. A fim de simplificar sua compreensão. 10. Ao final desse processo de compressão o vapor encontra-se no estado superaquecido (à direita da curva de saturação).. quase sempre. Isso acontece porque. 2008 (adaptado) . Na compressão. aumentando a temperatura e a entalpia do fluido. 2. pela Eq. (1). 2. O evaporador e o condensador são compostos por conjuntos de serpentinas. Nota-se. Nenhum calor é absorvido ou rejeitado durante a expansão. O COP pode ser expresso matematicamente da seguinte forma: . No caso. e 4 do fluido. e o calor que ele recebe é o calor do ar do ambiente a ser condicionado. A fim de reaproveitar o fluido refrigerante. essa relação pode ser definida como aquela entre a quantidade daquilo que se deseja pela quantidade do que se gasta (STOECKER. o fluido em questão é o refrigerante que passa pelo ciclo de refrigeração. Simplificadamente.32 A expansão é um processo isoentálpico. Um ar condicionado possui quatro componentes básicos: um compressor. que o COP é uma grandeza adimensional. um condensador. gerando um calor não desejado. onde (1) é a entalpia e os índices indicam os estados 1. Coeficiente de performance é o nome dado à relação usada para mensurar o desempenho de um ciclo de refrigeração. o mesmo é comprimido por um compressor. o fluido refrigerante a baixa pressão absorve calor e passa da fase líquida para a gasosa (evaporação). uma válvula de expansão e um evaporador. Nessas serpentinas ocorrem as trocas de calor. dentro das quais acontece o fluxo do fluido refrigerante. 1985). Esse . Quando o ar do ambiente a ser resfriado passa pelas serpentinas frias do evaporador. que estão representados na Figura 10. 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.2. o fluido apenas passa através de um dispositivo chamado válvula de expansão.2 Como funciona um ar condicionado Para refrigerar o ar interno de ambientes. onde iniciará um novo ciclo. Após o processo de expansão o fluido se encontrará num estado de mistura líquido-vapor e então voltará para o evaporador. existem dutos com a finalidade de canalizar o ar para esses trocadores de calor. Figura 11 — Ciclo de refrigeração de um ar condicionado FONTE: HUNDY et al. ele também pode exercer outras funções como desumidificar e filtrar o ar.33 calor gerado pelo processo de compressão é expelido para o meio exterior por meio das serpentinas quentes do condensador. Por isso existem drenos ligados ou incorporados aos aparelhos. o fluido refrigerante volta à fase líquida e é direcionado para a válvula de expansão. Para melhorar as trocas de calor nas serpentinas. 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. A Figura 11 ilustra esquematicamente o ciclo. Porém. . Em sistemas centrais de ar condicionado. além de monitorar e regular sua temperatura por meio de termostatos. os ares condicionados são equipados com ventiladores para forçar a passagem de ar pelas mesmas. 2008 (adaptado) A principal função de um ar condicionado é refrigerar o ar.. Após passar pelo condensador. um sistema de condicionamento de ar é composto por componentes e equipamentos dispostos de modo a promover o condicionar do ar.1. ventilação. Nesta seção serão apresentados definições e conceitos importantes para a compreensão dos sistemas de condicionamento de ar e suas aplicações. que são chamados termômetros de bulbo seco. Ela indica a quantidade de energia na forma de calor contido no ar. Alguns sistemas especiais podem incluir outras funções. Sua variação é designada como calor sensível. ar condicionado e refrigeração (daí as abreviações). 3. como. A TBS pode ser medida diretamente por meio de termômetros comuns. por exemplo. o ar não é puramente seco. mas é constituído por uma mistura de ar seco e vapor de água.1 PSICROMETRIA Psicrometria é o estudo das misturas de ar e vapor de água (STOECKER. Nas aplicações de ar condicionado. Algumas grandezas físicas são estudadas e definidas em psicrometria para se definir as propriedades do ar úmido sob certas condições. 1985). O condicionamento de ar é o processo de tratamento do ar interior em espaços fechados. a pressurização do ar no interior de determinado espaço. RVAC. transportá-lo para um espaço condicionado e controlar os parâmetros do ambiente interno de modo a mantê-los dentro dos limites requeridos.34 3 DEFINIÇÕES E CONCEITOS FUNDAMENTAIS Os termos AVAC. . A combinação dos processos contidos nesses termos é equivalente ao que se entende atualmente como a definição de condicionamento de ar.1 Temperatura de bulbo seco A temperatura de bulbo seco (TBS) nada mais é do que a temperatura do ar ambiente. Segundo Wang (2001). A partir da união delas pode-se construir o que se chama de carta psicrométrica. por isso é importante o estudo da psicrometria. HVAC ou HVAC&R são abreviações que reúnem os conceitos dos processos de aquecimento. 3. Está associado à mínima temperatura em que a água em estado líquido se transforma em vapor (temperatura de evaporação) para uma determinada quantidade física de água contida no ar. 12. Na Fig. mas água em estado líquido. A direita dessa linha temse uma mistura de vapor de água e ar seco e a esquerda. abaixo da qual ocorre a condensação da umidade. o que faz com que a temperatura indicada pelo termômetro de bulbo úmido seja menor que a temperatura ambiente. indicada por um termômetro de bulbo seco. A linha de saturação representa um limite em que o vapor começa a se condensar. A TBU é medida usando-se um termômetro de bulbo úmido. . mantendo-se sempre umedecida. 3. se A representa um estado do ar.1. Ela é a temperatura mais baixa que pode ser alcançada apenas pela evaporação da água. A evaporação da água contida na malha retira calor do bulbo. para uma mesma temperatura ambiente.1. A temperatura de ponto de orvalho expressa a condição mínima de temperatura de bulbo seco em que uma mistura ar-vapor consegue manter água no estado gasoso (vapor).35 3. que fica mergulhada em água destilada. Ou seja.3 Linha de saturação e temperatura de ponto de orvalho Na Figura 12 é possível observar a linha de saturação. geralmente de algodão. não exista vapor. a temperatura do ar deve ser reduzida até a temperatura B para que o vapor comece a se condensar. Quanto mais seco o ar. a temperatura B é a temperatura de ponto de orvalho do ar no estado A. maior a diferença entre a TBS e a TBU.2 Temperatura de bulbo úmido A temperatura de bulbo úmido (TBU) indica a quantidade de energia na forma de calor contido no ar úmido. Esse termômetro é coberto por uma malha. 4 Umidade relativa A umidade relativa é a razão entre a fração molar do vapor de água no ar úmido e a fração do vapor de água no ar saturado à mesma temperatura a pressão total (STOECKER. Graficamente.1.5).5 Umidade absoluta A umidade absoluta (W) é a massa de água contida em 1 kg de ar seco. ( ) A Figura 13 mostra a posição da escala de umidade absoluta como ordenada na carta psicrométrica e a linha de umidade relativa de 50% (Φ = 0. 1985). geralmente representada em kg de vapor / kg de ar seco. É uma grandeza adimensional. Sua variação é designada como calor latente. 3.1.36 Figura 12 — A linha de saturação FONTE: Stoecker. a umidade relativa é geralmente expressa em porcentagem (%). essa grandeza indica a proporção do afastamento entre o ponto e a linha de saturação. . Por se tratar de uma relação entre grandezas de mesma unidade. . aquele associado à mudanças de fase. 1985 (adaptado) 3. No caso do ar.1. Graficamente. 1985 . 1985 (adaptado) 3. seu estado de referência é aquele em que o mesmo se encontra a uma temperatura de 0°C.6 Entalpia A entalpia da mistura ar seco e vapor de água é a soma das entalpias de seus componentes em relação às entalpias de seus respectivos estados de referência.37 Figura 13 — Umidade absoluta e umidade relativa de 50% FONTE: Stoecker. Figura 14 — Linha isoentálpica FONTE: Stoecker. a 0°C. Como dito anteriormente. linhas isoentálpicas podem ser traçadas numa carta psicrométrica como mostra a Figura 14. o estado de referência do vapor de água é da água. na condição de líquido saturado. 1. o volume específico é definido como m³ de mistura por kg de ar seco ou m³ de ar seco por kg de ar seco. onde (3) é o calor específico à pressão constante do ar seco (em kJ/kg*K). 3. temperatura da mistura (em °C) e é a é a entalpia do vapor saturado à temperatura da mistura (em kJ/kg). é possível montar cartas específicas para diversas situações. Uma ilustração esquemática de uma carta psicrométrica é mostrada na Figura 15 e a Figura 16 mostra um exemplo real de uma dessas cartas (pressão barométrica de 760 mmHg).7 Volume específico Para uma mistura de ar seco com vapor de água. Para relacionar essas grandezas. pode-se usar a seguinte equação: . Tendo os conceitos que definem essas grandezas bem estabelecidos.1. locais e ambientes para se fazer as análises para um projeto de condicionamento de ar e/ou aplicações semelhantes.38 Diversas temperaturas podem ser escolhidas para se obter valores de umidade absoluta tais que resultem numa mesma entalpia (mesma linha de entalpia). . já que os volumes ocupados pela mistura e pelas substâncias individualmente são iguais. 3.8 A carta psicrométrica A representação gráfica de cada uma das grandezas estudadas em psicrometria num mesmo diagrama é conhecida como carta psicrométrica. A carga solar é a transferência de energia solar através de um componente do edifício que seja transparente. também sendo possível a avaliação do funcionamento de instalações já existentes. Por meio desses estudos é que se estima a capacidade dos componentes do sistema de condicionamento de ar. para o caso de manutenções. 2010 (adaptado) 3. O estudo das fontes e das trocas de calor é fundamental na determinação da carga térmica.39 Figura 15 — Diagrama psicrométrico FONTE: Britto.2 CARGA TÉRMICA A carga térmica de um ambiente é o somatório de todas as formas de calor presentes nesse ambiente. A carga de infiltração é entendida como a perda ou ganho de calor pela infiltração de ar externo . As condições externas padrão utilizadas nestes cálculos podem ser encontradas em manuais. adaptações ou melhorias que podem se fazer necessárias. A partir desse levantamento. 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. ou absorção dessa energia por um elemento opaco. O cálculo de carga térmica é de vital importância nas aplicações de AVAC. 1985). A transmissão é a transferência de calor devido à diferença de temperatura por meio do componente ou elemento do edifício. é possível dimensionar a instalação e os equipamentos necessários para um determinado projeto. que mantem o ar ambiente dentro as condições desejadas. Os fatores que afetam as trocas térmicas são divididos em quatro categorias de carga (STOECKER. a geração interna é aquela porção da carga resultante da liberação de energia no interior do recinto (pessoas. recomenda-se a consulta dos manuais da American Society of Heating. Em países de clima predominantemente tropical. Portanto. Refrigerating and Air-conditioning Engineers (ASHRAE). etc. lâmpadas. A Figura 16 ilustra a atuação dos fatores que influenciam a carga térmica. 1985 3. o levantamento de carga térmica deve ser feito com o objetivo de manter a temperatura interna dos recintos condicionados acima da temperatura externa.1 Carga térmica de aquecimento Em regiões onde o inverno e/ou as baixas temperaturas são mais rigorosos.2. 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. Figura 16 — Fatores que afetam a carga térmica FONTE: Stoecker. como o Brasil.40 no recinto condicionado. principalmente para aplicações de conforto. Para mais detalhes sobre as considerações e cálculos para a estimativa de carga térmica de aquecimento. o projeto de sistemas de aquecimento é pouco comum. infiltração e outros fatores que possam contribuir para a perda de calor do ambiente que se quer condicionar.). Por último. equipamentos. . De acordo com o senso comum.2. transmissão.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. Os outros fatores que devem ser considerados. bem como os métodos de cálculo para a estimativa da carga térmica podem ser encontrados nos handbooks da ASHRAE. até que ela se aqueça e então comece a exercer uma carga térmica sobre o recinto. essa parede continuará fornecendo calor ao recinto até entrar em equilíbrio térmico com o mesmo. A estimativa de carga térmica de resfriamento é relativamente complexa. é necessário um tempo. por exemplo. que depende das dimensões e da composição da parede. trabalhadores de escritório que estão satisfeitos com o seu ambiente térmico tendem a ser mais produtivos. tetos e pisos) não transmitirem instantaneamente o calor que recebem para dentro do ambiente. Depois do pôr-do-sol. Quando o sol começa a incidir sobre uma parede. Boa parte das pessoas tem uma noção do conceito de conforto térmico definida intuitivamente. deve-se considerar o posicionamento e orientação geográficos do recinto e. Outro ponto importante a se considerar é o fato de as divisórias do ambiente (paredes. Por exemplo. infiltrações e geração interna) atuam no sentido de fornecer calor ao espaço que se quer condicionar. Além das considerações usadas também para a carga de aquecimento. também.3 CONFORTO TÉRMICO A satisfação com o ambiente térmico influencia a produtividade e a saúde. por exemplo. Esse fenômeno também deve ser considerado. as parcelas de carga (radiação solar. ter conforto térmico significa que . 3. Nesse caso.41 3. Uma parede a leste recebe mais radiação solar no período da manhã que no período da tarde. considerar as diferentes taxas de radiação solar sobre esse recinto ao longo do dia. daí a sua importância para o bem estar. A manutenção de temperaturas agradáveis e/ou amenas em hospitais ajuda a evitar o agravamento de quadros clínicos. . 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. o isolamento provocado por roupas. 19). Sistemas de expansão direta são mais apropriados para aplicações de pequeno e médio porte. no qual o condicionador recebe diretamente (do recinto ou de uma rede de dutos) a carga de ar. enquanto que os de expansão indireta são indicados para aplicações de grande porte (CREDER. ou seja.4 TIPOS DE CONDICIONADORES DE AR Existem dois tipos básicos de sistemas de ar condicionado. irradiação térmica. Os principais fatores que influenciam o conforto térmico são aqueles que determinam o ganho ou a perda de calor. O primeiro é o sistema de expansão direta (Figuras 17 e 18). no qual o condicionador utiliza um meio intermediário (geralmente água ou salmoura) para retirar a carga térmica que é transmitida pelo ar. mantendo o equilíbrio térmico com as redondezas. O segundo é o sistema de expansão indireta (Fig. velocidade do ar e umidade relativa. taxa metabólica. A neutralidade térmica é mantida quando o calor gerado pelo metabolismo humano é dissipado. 2004).42 uma pessoa usando uma quantidade normal de roupas não sente nem frio nem calor demais. temperatura do ar (bulbo seco). A manutenção do conforto térmico para os ocupantes de edificações ou outros ambientes fechados é um dos objetivos mais importantes para os engenheiros projetistas de sistemas de condicionamento de ar. 3. 43 Figura 17 — Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensação a ar) FONTE: Creder. 2004 (adaptado) . 2004 (adaptado) Figura 68 — Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensação a água) FONTE: Creder. O EER relaciona a taxa de calor retirada de um ambiente pelo equipamento de ar condicionado com a potência elétrica consumida por este equipamento. Silva (2003) e outros autores dizem que a eficiência global de um condicionador de ar deve ser medida com o uso do chamado índice de eficiência energética (do inglês. e no condensador. Assim.44 Figura 19 — Sistema de ar condicionado de expansão indireta (condensação a ar) FONTE: Creder. Esse meio pode ser o ar ou a água (Figuras 17. No evaporador. um equipamento de ar condicionado possui dois trocadores de calor. Energy Efficient Ratio – EER). Assim. o fluido refrigerante recebe calor. ao passar pelo condensador o fluido refrigerante necessita de um meio para transmitir o calor que deve ser cedido. ele deve perder calor. 3.5 ÍNDICE DE EFICÊNCIA ENERGÉTICA (EER) O cálculo do COP é usado para se mensurar o desempenho de um ciclo de refrigeração isoladamente. Porém. o índice é encontrado pela seguinte equação: . 2004 (adaptado) Como dito anteriormente. 18 e 19). Em termos de processo. restaurantes (na área destinada aos consumidores). porém. bibliotecas. hospitais.6 CLASSIFICAÇÃO DAS APLICAÇÕES DE AR CONDICIONADO De acordo com suas aplicações. museus também podem ser citados. dentre outros processos em pesquisa e desenvolvimento. aeronaves e outros. Além. indústria de componentes eletrônicos (devido à oxidação). Instituições como escolas. que EER é um parâmetro adimensional (assim como o COP). teatros. incluindo a remoção de partículas e vapores. lojas de departamento.45 ̇ onde . Wang (2001) define esses sistemas como aqueles que fornecem o controle das condições do ar em um ambiente fechado para fabricação. e regulagem de velocidade e qualidade do ar. Atualmente. é comum encontrar em catálogos o índice de eficiência energética expresso em BTU/h/W. universidades. supermercados e etc. . Na área comercial podem ser citados os bancos. o ar condicionado destina-se a garantir condições ambientais adequadas à execução de um determinado processo. de residências. 3. o uso dos ares condicionados tipo conforto pode ser observados em diversos lugares. hotéis. cinemas. um sistema de condicionamento de ar inclui os processos de aquecimento. Nota-se. os sistemas de ar condicionado podem ser divididos em ar condicionado de conforto e ar condicionado de processo. Para tal. shopping centers. pela Eq. radiação térmica. automóveis. estocagem de produtos. ( ) ̇ é o calor retirado do ambiente (expresso em BTU/h) e é a potência elétrica consumida pelo equipamento (expressa em watts). ar condicionado de conforto é definido como o processo de condicionamento de ar objetivando o controle de sua temperatura. (4). Apesar das condições geralmente atenderem ao conforto humano. Segundo Stoecker (1985). é claro. umidade pureza e distribuição no sentido de proporcionar conforto aos ocupantes do recinto condicionado. As seguintes áreas são exemplos dos campos de aplicação dos sistemas de condicionamento de ar de processos: indústria têxtil (controle da humidade devido à higroscopia das fibras). motéis. as necessidades do processo é que são determinantes para a definição dessas condições. (a fim de evitar a contaminação dos . depósitos e etc. indústria farmacêutica medicamentos).46 fabricação de peças de precisão (devido à necessidade de se evitar dilatações térmicas). todos descritos nos manuais da ASHRAE.1 METODOLOGIA A norma brasileira ABNT NBR 16401-1 (2008) destaca alguns métodos de cálculo da carga térmica. se o sistema for capaz de atender a maior carga térmica do ano. ou seja. Para situações mais complexas. O sistema é dimensionado no sentido de atender a maior solicitação térmica possível. 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. detalhados no ASHRAE Fundamentals Handbook (2005). . pelo menos. Porém. 2008). adaptada para cálculo manual. para o caso de um sistema de resfriamento. Esses métodos calculam a carga térmica em. O método é uma versão simplificada do método TFM.47 4 CÁLCULO DA CARGA TÉRMICA O dimensionamento de um sistema de condicionamento de ar depende da estimativa da carga térmica do espaço que se deseja condicionar. nenhum deles consegue expressar com total precisão o processo de transferência de calor. por maior que sejam os avanços no estudo e desenvolvimento de programas e métodos. Assim. toma-se por base a carga térmica da hora mais quente. é recomendado o uso de programas de computador baseado nos métodos TFM (Transfer Function Method) ou RTS (Radiant Time Series Method). do dia mais quente do ano. como é o deste trabalho. Trata-se de um método de apenas uma etapa que trabalha com tabelas de fatores e coeficientes pré-calculados para construções e situações típicas. descrito pelo ASHRAE Fundamentals Handbook (1997). Para sistemas com um pequeno número de zonas é aceitável o uso do método CLTD/SCL/CLF (Cooling Load Temperature Difference / Solar Cooling Load / Cooling Load Factor). 4. logicamente ele será capaz de atender menores solicitações. duas etapas: uma considerando os ganhos de calor na zona térmica e outra considerando a retirada de calor pelo sistema de climatização. 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. é necessário definir os dados climáticos de projeto para um dia típico do mês mais quente do ano. Os dados para a frequência de 1% estão destacados na Figura 21. o método CLTD/SCL/CLF é tido como válido para as situações descritas acima e ainda é usado por vários engenheiros para estimativas de cargas térmicas (ASHRAE Fundamentals Handbook. Primeiramente. O detalhamento dos cálculos é apresentado no Apêndice B. que é parcialmente reproduzida na Figura 20. foi escolhido o método CLTD/SCL/CLF para o levantamento da carga térmica. 2013). Para gerar um perfil teórico da temperatura de bulbo seco no dia de projeto (temperatura horária de bulbo seco – TBS(h)) deve-se aplicar a seguinte equação: . Figura 20 — Dados climáticos de Goiânia FONTE: ABNT NBR 16401-1 (2008) Para projetos comerciais ou residenciais. Os dados climáticos da cidade de Goiânia estão contidos na tabela A. A norma brasileira ABNT NBR 16401-1 (2008) traz em seu anexo A tabelas que auxiliam na determinação desses parâmetros.48 Apesar de não ser descrito nas versões mais recentes dos manuais de fundamentos da ASHRAE. a norma recomenda a adoção da frequência de ocorrência anual de 1% e seus parâmetros relacionados. não críticos (alta exigência). Essas condições determinam os parâmetros a serem adotados no procedimento de cálculo para obtenção dos resultados desejados.2 CONDIÇÕES DE PROJETO A especificação das condições de projeto é um fator de muita influência no resultado final da estimativa de carga térmica.5. 4. 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. tabelado para cada hora do dia. ou entre 23.693 21h 0.5°C e 25.92 23. Os valores de TBS(h) são apresentados na Tabela 1.119 19h 0.03 33.768 15h 0 34 4h 0.044 11h 0.58 27.93 23.534 18h 0.03 33.713 2h 0.86 23.448 22h 0.543 7h 0. para uma umidade relativa de 35%.649 5h 1 22.76 25.56 27.821 13h 0.417 16h 0.0°C e 26.47 28.5°C e uma umidade relativa de 65%.23 31. e (5) é a variação média de temperatura diária no mês mais quente.11 32. é um fator menor que um.938 FONTE: Elaborado pelo autor A ABNT NBR 16401-2 (2008) determina a temperatura de operação e a umidade relativa dentro da zona analisada para proporcionar conforto térmico.84 24.649 3h 0.21 31.3 17h 0. A temperatura deve estar entre 22.39 29. Tabela 1 — Determinação da temperatura horária de bulbo seco TEMPERATURA HORÁRIA DE BULBO SECO . foi escolhida uma temperatura operativa de 23.24 31. Para este projeto.98 22.TBS(h) Para Goiânia: TBS = 34°C e ΔTmd = 11.71 25.49 ( ) Onde . As seções seguintes destinam-se a analisar os fatores que compõe a parcela externa da carga térmica do RU.309 24h 0.501 9h 0. .192 8h 0.99 22. 4.83 6h 0.87 23.0°C.108 12h 0.214 10h 0.3 CARGAS EXTERNAS As cargas externas são parcelas da carga térmica oriundas de ações externas sobre o ambiente que se deseja analisar.437 23h 0.1 32.7°C Hora f TBS(h) Hora f TBS(h) 1h 0.68 26.236 14h 0.96 22.172 20h 0.5°C. para uma umidade relativa de 65%. 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). coberturas e vidros). Os valores tabelados de CLTD são calculados considerando uma temperatura interna de 25°C. o uso da Eq. para calcular a carga térmica devido à insolação em paredes. resultando na seguinte . A fim de incluir o efeito de armazenamento de energia pela estrutura. A essa diferença de temperatura foi dado o nome de CLTD (diferença de temperatura para carga de resfriamento. é necessário fazer a correção do CLTD de acordo com a equação: ( onde ) ( é a temperatura interna e ). desenvolveu-se uma diferença de temperatura que considera o calor recebido por insolação e a capacidade térmica da parede. Da energia absorvida. ( ) é a temperatura externa média dada pela temperatura externa máxima menos a metade da variação diária. coberturas e vidros. substitui-se o termo relação: por CLTD na Eq. uma temperatura externa média de 29°C e uma variação diária de temperatura externa de 12°C (ASHRAE. Quando não são tendidos os valores especificados. No caso da avaliação da transferência de calor por superfícies opacas (como paredes.3. parte retorna ao meio exterior por convecção e/ou radiação e o restante fica armazenado temporariamente no interior da parede (cobertura ou vidro). onde ( ) é o fluxo de calor (W). parte da energia solar é absorvida e outra é refletida. coberturas e vidros expostos ao sol.1 Carga externa devido à insolação em superfícies opacas Em paredes. 1997). (6) desconsidera o armazenamento de energia no interior das mesmas. (6). do inglês). uma temperatura externa máxima de 35°C.50 4. Assim. (W/m²K ou W/m²°C). cobertura ou vidro. aumentando sua energia interna. A lei de Newton para transferência de calor determina que o fluxo de energia térmica seja dado pela equação: . argamassa em ambos os lados Cobertura Telhado de fibrocimento com forro de gesso Vidros Vidro simples FONTE: Gerner. Ferrari Junior (2006) e Chaiyapinunt et al. As orientações das paredes externas estão destacadas na Tabela 3. 2012 ESPESSURA U (W/m²K) 15 cm 25 cm 2. . (8) Como o CLTD considera a capacidade térmica da estrutura. definir os valores dos coeficientes globais de transmissão de calor e.03798 3 cm (forro) 2.51 ( ). são listados nas Tabelas 3. Tabela 2 — Coeficientes globais de transferência de calor para superfícies do RU SUPERFÍCIE Parede de alvenaria Tijolo de Barro comum.61356 3 cm 6.54396 2. 4 e 5. considerando os componentes das estruturas do RU e seus respectivos coeficientes globais de transmissão de calor. argamassa em ambos os lados Tijolo de Barro comum. selecionar os valores adequados de CLTD. (2004). Os valores apresentados foram obtidos pela interpolação dos dados contidos nas tabelas da ASHRAE (1997). posteriormente. é necessário definir previamente a composição de cada uma delas para. A partir dos valores tabelados por Gerner (2012) foram definidos os valores para os materiais usados no RU.4905 Os valores de CLTD adotados. conforme a Tabela 2. Gerner (2012) realizou experimentos em laboratório a fim de determinar os coeficientes globais de transmissão de calor de materiais de construção utilizados no Brasil. só então. 91 7.82 15.5 16.1 Tabela 4 — CLTD para a cobertura Hora 1h 2h 3h 4h 5h 6h 7h 8h CLTD Hora CLTD Hora 13.5 11.36 5.09 6.18 11.5 13.73 7.6 21.55 12.73 5 5.09 10.5 18.8 13.36 5.91 6.1 13.9 15.4 15.27 5.64 7.55 10.6 .5 13.27 9.6 14.5 10.36 5 4 4.2 12.2 15.1 7.2 10.36 4.91 7.9 16.36 5.4 16.2 14.73 4.09 8.09 5.1 12.82 10.7 11 19.64 4.73 9.1 12.8 9.2 18.45 9.2 22.4 19.1 14.09 7.18 14.1 SE N 12.36 5.45 7.5 14.5 17.9 18.36 5.6 12 23.73 5.8 16.18 7.1 31.1 16.09 5.73 4.6 15.2 14.4 15.7 16.11 16 33.2 19 10.09 9.7 17 12.1 8.6 12.36 6.4 12.5 15.73 10.55 8.5 16.3 10 9 8.36 4.8 16.4 25.5 14.2 12.81 13 27 21 8.97 14 30.36 6.3 11.73 7.1 25.7 13.4 15.36 6.5 13.9 16.45 10 12.7 15.8 13.5 22.36 5.5 12.27 4.4 17.54 15 32.45 6.55 7.36 8.1 7.09 6.9 24.2 23.6 19.8 18.73 7.5 19.1 10.64 4.5 12.4 11.7 10 15 18 11.36 4.45 14.36 4 4 5 4.2 13.8 10.4 20 23.3 24 FONTE: Elaborado pelo autor CLTD 33.7 14.55 9.2 16.91 5.1 22 8.2 23 9.8 10.2 8.82 8.36 5 5.4 17 11.4 14.7 8.36 4.1 FONTE: Elaborado pelo autor L S O 8 7 6.9 21.1 17.5 23.18 6.09 7.27 6.6 18 16.2 12.8 11.5 21.6 16 19.8 15.8 12.5 7.9 15.64 6.6 18.73 4.6 19.36 4.8 9 11.7 10.6 18.8 15.91 6.36 5.73 5.1 20 9.9 14.5 13.9 15.18 10.52 Tabela 3 — CLTD para as paredes Hora 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 NE NO SO 9.5 11.7 14.1 9.7 16.73 5.4 18.3 27.45 8.27 4.5 15.5 14.73 6.64 7.5 14. Além disso. chamado solar cooling load (SCL). foi estudado e introduzido nas formulações para melhor aproximar as cargas de resfriamento devido à insolação em superfícies transparentes. Assim. 1997 4. é de interesse a análise da parcela que é absorvida. Um novo termo. mobiliário. reflexão e transmissão de calor para o ambiente que se encontra do lado oposto ao da exposição ao sol.53 Tabela 5 — CLTD para a condução em vidros Hora CLTD Hora CLTD Hora CLTD 1h 1 9h 1 17h 7 2h 0 10h 2 18h 7 3h -1 11h 4 19h 6 4h -1 12h 5 20h 4 5h -1 13h 7 21h 3 6h -1 14h 7 22h 2 7h -1 15h 8 23h 2 8h 0 16h 8 24h 1 FONTE: ASHRAE Fundamentals Handbook.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.3. Edições anteriores ao ASHRAE Fundamentals Handbook (1997) tabelavam valores máximos de fatores de ganho de calor solar (SHGF) para vidros expostos ao sol ou com algum elemento externo de sombreamento. diferentes meses e outros.). a parcela da carga de resfriamento causada pela radiação através de vidros e janelas é calculada por: ( )( ). os resultados não consideravam variações significantes na carga de resfriamento devido a fatores como diferentes latitudes. ( ) . No caso do cálculo da carga térmica para janelas e vidros. etc. O fator SHGF era usado como um ganho de calor de entrada para o cálculo dos fatores de carga de resfriamento (CLFs). elementos construtivos internos. Esse considerava algumas variáveis que tornavam o cálculo mais complexo (presença ou não de sombreamento. 1 50.6 115.2 92.64 15.1 259.49 18.3 64.4 107.6 50.9 70.4 175.4 229.98 75.84 58.29 69.9 139. Os valores apresentados foram obtidos a partir da extrapolação dos dados apresentados nas tabelas da ASHRAE (1997) e Lindsey (1991).89 42.2 172.34 25.3 292.5 216.92 63.6 209.37 4.8 127.89 42.34 11.09 -674 270.12 48.72 23.8 192.18 29.4 167.5 133.8 150.4 201 119.9 137.2 404.43 39.58 50.51 61.35 66.69 79.1 120. A Tabela 6 mostra os valores de SCL adotados para o tipo de zona do refeitório do RU com as orientações dos vidros em destaque.14 52.52 55.8 50.5 96.14 58.35 93.09 53.8 151.2 137 119.63 39.1 83.61 65.72 69.29 44.9 41. Sempre que um espaço condicionado estiver adjacente a um espaço .3 55.3 52.89 20.5 147.57 10.57 17.15 59.3 55.9 128.3.97 33. Tabela 6 — SCL para vidros Hora 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 N NE 25.2 212.8 25.94 18.21 43.2 163.2 82.43 44.52 23.7 108.21 28.81 21.89 52.58 65.89 29.61 88.2 FONTE: Elaborado pelo autor SO O NO 39.8 58.77 93.73 99.26 37.46 63.7 198.43 17.49 13.6 128.26 105.8 8.03 30.8 50.77 90 99.4 366.4 361.55 112.3 130.72 69.24 88.7 231.86 79.3 92.3 33.7 148.7 107 108.3 109.6 113. conforme plantas de arquitetura.2 293.6 354.51 48.86 94.61 89.46 88.6 253.66 42.5 30.43 45.8 179.4 26.18 29.98 40.5 53 185.57 51.75 41.37 79.3 52.9 91.77 89.12 27.7 338.12 45.46 48.29 35.6 161.86 107.1 233.54 onde SC é um fator de sombreamento (no caso do RU.7 311. logo SC = 1) e A é a área dos vidros e janelas.81 32.91 59.3 Cargas externas devido a partições Partição é todo elemento físico que divide internamente dois ambientes em uma edificação.7 54.8 161.2 31.3 115.09 78.21 15.41 26.35 30.9 378. não há sombreamento.4 94.6 365.72 11.2 147.4 218.89 58.1 35.3 411.9 74.55 101 107 105.01 111.6 48.7 97.83 72.75 52.11 22.24 71.43 28.8 330 334.95 24.94 48.7 265.6 98.01 84.7 65.2 35.4 127.92 74.43 L SE S 43. 4.4 CARGAS INTERNAS As várias cargas internas consistem de transferências de calor latente e sensível devido aos ocupantes. A parte latente pode ser considerada como uma carga instantânea de resfriamento. é a área da partição (m²) e e são.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. para almoço.5°C para os horários de funcionamento do refeitório (das 11h às 14h. Nesse trabalho. Portanto. essa conversão é sujeita a fatores de carga de resfriamento (CLFs) adequados. Já a . Essa transferência de calor deve ser considerada e é dada por: ( onde ). A carga de iluminação é composta apenas por calor sensível.4. e das 17h às 19h. (1 ) é o coeficiente global de transmissão de calor da partição (W/m²K ou W/m²°C). 4. haverá transferência de calor por meio das partições. o ASHRAE Fundamentals Handbook (1997) determina a adoção de um CLF com valor igual a 1. iluminação e/ou outras fontes. respectivamente. A temperatura interna de projeto do espaço condicionado foi considerada como 23. para considerar o atraso. a temperatura do espaço adjacente e a temperatura interna de projeto (constante) do ambiente condicionado (K ou °C). da carga de resfriamento. causado pela massa das estruturas. Para casos como esse.55 com uma diferente temperatura. A conversão de ganho por calor sensível para carga de resfriamento do ambiente é influenciada pelas características de armazenamento térmico do ambiente. aparelhos. processos. para jantar) e igual à temperatura horária de bulbo seco para as demais horas do dia. 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). a temperatura do espaço adjacente foi considerada como igual à temperatura de bulbo seco para cada hora do dia. uma vez que a taxa de ganho de calor em um dado momento não reflete necessariamente a potência das luminárias. reproduzida parcialmente na Figura 21. o calor é proveniente do aquecimento do filamento da lâmpada. O restante está na forma de radiação. Figura 21 — Taxas típicas de calor liberado por pessoas FONTE: ABNT NBR 16401-1 (2008) 4. respectivamente. móveis. A carga instantânea de resfriamento devido aos ocupantes é dada por: [( )( ) ]. que é instantaneamente convertido em carga de refrigeração. e e são. etc. com parte dessa energia .2 Iluminação A principal fonte de calor da iluminação vem de elementos emissores de luz. e afeta o espaço condicionado só depois de ter sido absorvido e relançado pelas paredes. Apenas uma parte da energia das luminárias é dissipada por convecção. (11) onde N é o número de ocupantes do ambiente (a capacidade máxima do RU é para 288 ocupantes). os ganhos de calor sensível e latente (em watts). No caso de luminárias incandescentes.1 da ABNT NBR 164011 (2008). Esta energia absorvida contribui para a carga de resfriamento do ambiente só depois de certo de tempo. por isso se faz necessário o uso do CLF para avaliar instantaneamente a contribuição desse componente na carga térmica de resfriamento. No caso de luminárias fluorescentes. O cálculo desse componente de carga não é tão simples.4. Os valores são encontrados na tabela C. pisos. o calor é proveniente principalmente do aquecimento do reator presente nas mesmas.56 parte sensível primeiramente é absorvida pela envoltória antes de ser convertida em carga. conforme reproduzido na Figura 22. foi realizada a medida dos mesmos. Os valores das dimensões medidas são: 440 mm (altura). 4. 250 mm (largura) e 2200 mm (comprimento). com o uso de uma trena. Figura 22 — Dissipação de calor de um aquecedor de alimentos de água quente FONTE: ABNT NBR 16401-1 (2008) A fim de definir o volume dos tanques. é o fator de uso da luminária (uso comercial: é o fator de tolerância especial da luminária (lâmpada fluorescente: 1) e 1. no local. ). deve-se considerar o calor lançado no ambiente por conta dos dois tanques de água quente que mantém os alimentos aquecidos. .4. (1 ) é a potência nominal da lâmpada (neste trabalho foram consideradas lâmpadas de 30 watts). A tabela C. o volume de cada tanque é 0.57 reirradiada e ainda presente no ambiente mesmo depois do desligamento das lâmpadas. além das cargas internas já descritas. No caso do RU. A carga de resfriamento devido à iluminação é dada por: ( onde )( )( ).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.3 Diversas Serão consideradas cargas diversas aquelas que não são provenientes das pessoas e da iluminação.242 m³. Assim. 2013).58 4. A ventilação é introdução intencional de ar a partir do exterior em um edifício. Porém. 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. ela pode ser natural ou mecânica (ASHRAE Fundamentals Handbook. verificou-se nos cálculos (Apêndice B) que essa parcela pode ser . O calor dessa parcela tem contato direto com o ambiente. portanto.1 (2004) A infiltração é o fluxo de ar externo para o interior de um edifício através de fendas ou outras aberturas não intencionais e através da utilização normal de portas (ASHRAE Fundamentals Handbook. uma carga de resfriamento.5 CARGAS DE VENTILAÇÃO E INFILTRAÇÃO A troca de ar entre o exterior e o interior de uma edificação pode ser dar por dois meios: ventilação e infiltração. 2013). uma vez que entra no sistema antes de passar pelo processo de resfriamento e só então é insuflado. Figura 23 — Taxas mínimas de ventilação FONTE: ASHRAE Standard 62. O calor dessa parcela de ar não influencia nas condições do ambiente. influenciando as condições do mesmo. O ar exterior que adentra ao sistema necessita ser refrigerado para se adequar às condições desejadas. gerando. A norma ASHRAE Standard 62 (2004) apresenta os requisitos mínimos de ventilação para manter a qualidade do ar interior para os ocupantes (reprodução parcial da tabela na Figura 23). devido à existência de uma área de infiltração muito pequena. é a vazão do ar de ventilação (l/s) e (13) e são. O calor total de ventilação pode ser encontrado por meio da seguinte equação: ( onde ). tendo em mãos a umidade absoluta do ar externo (w = 19. Assim. o detalhamento dos cálculos é apresentado no Apêndice B. . as entalpias do ar externo e do ar interno (kJ/kg). A distribuição da carga térmica ao longo do dia é ilustrada na Figura 24. Por ele.6 CARGA TOTAL DE RESFRIAMENTO A carga total de resfriamento é dada pela soma de todas as parcelas previamente calculadas. 4.59 desconsiderada para o caso do refeitório do RU. será considerado apenas o calor devido o ar de ventilação. desenvolvido pela Carrier. Como dito anteriormente. chegou-se a uma carga total de resfriamento no valor de 130 kW (aproximadamente 443500 BTU/h ou 37 TR). Isso é devido ao fato de serem esses os horários de funcionamento do restaurante. respectivamente. chegou-se a um valor estimado para a carga térmica de 120 kW. O software Hourly Analysis Program (HAP).3 g/kg de ar seco). as temperaturas externa e interna (TBS(h) e temperatura de projeto) e a umidade relativa no interior do ambiente condicionado (Φ = 5%). nos quais há a ocupação do ambiente por pessoas e a contribuição das demais parcelas de cargas internas. que é uma versão mais elaborada do método CLTD/SCL/CLF (como dito anteriormente). o que resulta numa vazão desprezível. Por meio dos métodos descritos. Nota-se que a carga térmica se mostra mais acentuada entre 11 e 14h e entre 17 e 19h. As entalpias podem ser encontradas por meio do uso de uma carta psicrométrica adequada para a altitude de Goiânia (747 metros). O programa é baseado no método TFM. foi usado a fim de validar os resultados encontrados nos cálculo de carga térmica. . o resultado encontrado manualmente pode ser tido como válido e será o valor considerado no dimensionamento dos sistemas a serem analisados. Apesar da diferença.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.60 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 A diferença entre os resultados (cerca de 7. pode-se optar pela instalação de vários aparelhos mini slipts. a concentração de poluentes gasosos e vapores gerados internamente. climatizados artificialmente. com diferentes horários de solicitação (GOETZLER. Segundo a Resolução Normativa RN 02 (2003) da Associação Brasileira de Refrigeração. como os aparelhos tipo mini split não atendem essa solicitação. Exemplos práticos de aplicações de sistemas VRV são hospitais. um sistema de condicionamento de ar deve promover a renovação do ar ambiente com ar exterior de qualidade aceitável a fim de reduzir. além do conforto térmico. a tecnologia de AVAC também é destinada a proporcionar qualidade aceitável do ar interior em ambientes fechados. 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). por diluição. . Assim. fica descartado o seu uso. Ventilação e Aquecimento (ABRAVA). escolas. Tendo em vista apenas a carga térmica estimada.61 5 ALTERNATIVAS DE PROJETO Algumas alternativas de projeto podem ser pensadas para o caso do refeitório do RU. 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. 2007). Pelo mesmo pode se descartar o uso do moderno sistema de vazão de refrigerante variável (VRV). Essa resolução fornece uma orientação técnica sobre padrões de qualidade de ar no interior de ambientes de uso público e coletivo. os sistemas VRV são mais indicados para aplicações nas quais se tem diversas zonas térmicas distintas. hotéis. a instalação de mini splits não é recomendada. pois esses aparelhos não oferecem a renovação de ar no espaço condicionado. Além de não proporcionar renovação de ar. Porém. mais detalhes podem ser encontrados na resolução nº 9 de 2003 da Agência Nacional de Vigilância Sanitária (ANVISA). etc. Nela fica determinada a necessidade de renovação de ar nos ambientes citados e. como é o caso do antigo Restaurante Executivo do Campus I (atualmente é usado esporadicamente como um refeitório extra do restaurante). Ar Condicionado. edifícios comerciais (com salas de escritório). Tratamse de sistemas centrais que tem promovem a renovação de ar no ambiente condicionado (ou mistura do ar de recirculação com o ar externo). cada uma dessas possíveis soluções será abordada e então será feita a comparação entre os seus respectivos desempenhos. 5. Além disso. Os “selfs” disponibilizados comercialmente operam na faixa entre 5 e TR (CIA DO FRIO). Projetados para serem aparelhos tipo janela de grande porte. umidificação. será ralizada a escolha do sistema que possuir a melhor eficiência energética. o ar é insuflado no ambiente que se deseja condicionar por meio de dutos. desta forma. aquecimento. Nas seções seguintes. Ao final. . as soluções mais indicadas para aplicação em refeitórios de restaurantes são sistemas self contained. ventilação e insuflamento).1 SISTEMA SELF-CONTAINED Sistemas tipo self-contained (popularmente chamados de “selfs”) são relativamente simples. desumidificação. esses sistemas permitem atualizar as variações nas demandas de ar insuflado e apresentam baixo custo de instalação e manutenção (BASTO. 2007). refrigeração. chillers ou os chamados splitões. Um esquema do funcionamento de um aparelho de janela é mostrado na Figura 25.62 Comercialmente. 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. apresentam como principal característica o fato de abrigarem em seu gabinete todos os equipamentos inerentes ao processo de climatização (filtragem. Os equipamentos de ar condicionado self-contained podem ser instalados diretamente no ambiente ou em uma casa de máquinas. cujo insuflamento pode ser feito por meio de uma rede de dutos. Eles podem ser utilizados em ambientes que acomodem grande quantidade de pessoas ou em locais que necessitam de alta qualidade do ar insuflado. Na condensação a ar remoto. o que . com a unidade condensadora sendo instalada externamente. O uso de condensação a água é indicado para aplicações com carga térmica superior a 14 TR. Os sistemas com condensação a ar remoto são semelhantes aos sistemas split (que serão abordados na próxima seção). A Figura 27 ilustra um sistema com condensação a ar remoto. resultando num nível de ruído maior em aplicações nas quais essa opção é empregada. sendo necessária a instalação de torres de arrefecimento.com Sistemas self-contained (Figura 26) podem ser classificados de acordo com a forma como é realizada a condensação. a unidade evaporadora é instalada próxima (ou internamente) ao ambiente a ser condicionado. No primeiro tipo. que pode ser a ar ou a água. existe um ventilador centrífugo usado para movimentar o ar entre as aletas do condensador. A primeira forma pode ser dividida em dois tipos: condensação a ar acoplado e condensação a ar remoto. eles apresentam o compressor instalado juntamente com a unidade evaporadora.63 Figura 25 — Funcionamento de um ar condicionado de janela FONTE: howstuffworks. porém. 2006). menor custo por TR (geralmente). O condensador a ar é mais simples e mais barato. garantia de desempenho por testes de fábrica. fabricação seriada com aprimoramentos técnicos constantes. Figura 26 — Condicionador self-contained FONTE: Miller & Miller. pode apresentar eficiência ligeiramente menor (FERRARI JUNIOR. As vantagens listadas são: a maior simplicidade de instalação. Pirani (200?) apresenta vantagens e desvantagens para os sistemas de condicionamento de ar tipo self-contained. manutenção e reposição de peças mais eficientes e econômicas. porém.64 onera a instalação em cerca de 30% (CREDER. 2004). 2008 . maior rapidez de instalação e grande versatilidade para projetos. Uma representação esquemática de um sistema split é mostrada na Figura 28. dentro das quais circulará o fluido refrigerante. É comum ver em aplicações cotidianas os splits tipo hi-wall. 2003 5. . popularmente conhecidos apenas como splits (ou mini splits). As unidades devem ser interligadas por tubulações de cobre. no caso do split.65 Figura 27 — Sistema self-contained com condensação a ar remoto FONTE: Silva. A capacidade dos ares condicionados tipo splitão varia entre 10 e 53 TR. “split” significa divisão). Porém.2 SISTEMA SPLIT Sistemas tipo split são muito parecidos com ossistemas tipo self-contained. CARRIER DO BRASIL). assim como no caso dos aparelhos de janela. a unidade condensadora (onde está localizado o compressor) ficar separa da unidade evaporadora (do inglês. 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 principal diferença entre eles é o fato de que. Os fluidos refrigerantes utilizados na maioria dos aparelhos encontrados no mercado são o R-407c e o R-410a (CIA DO FRIO. chamada chiller (Figura 30). O calor retirado do ambiente pela água em circulação é trocado com o fluido refrigerante.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). Na serpentina existe água fria em circulação. 2003).com 5. que resfria a água e permite que a mesma percorra o ciclo novamente. proveniente da máquina de refrigeração. devido à facilidade de distribuição da água gelada ao longo da edificação. mantém as máquinas agrupadas num mesmo local. sendo muito difundido atualmente (CREDER. centrais de água gelada (Figura 29) apresentam-se como uma opção de projeto. Nestes sistemas. o ar do ambiente a ser climatizado troca calor com um fan-coil (equipamento composto por um ventilador e uma serpentina). 2004). A água entra no fan-coil numa temperatura em torno de 7ºC e deixa o equipamento por volta de 12ºC (SILVA.66 Figura 28 — Condicionador de ar tipo split FONTE: howstuffworks. . Trata-se de um sistema de ar condicionado que funciona por expansão indireta e. 2008 Os chillers encontram-se disponíveis de 425 a 2500 TR (MILLER & MILLER. 2008 Figura 30 — Ciclo de refrigeração em um chiller centrífugo do tipo hermético FONTE: Miller & Miller. A água gelada é canalizada e distribuída para toda a edificação. .67 Figura 29 — Sistema completo de condicionamento de ar empregando água gelada FONTE: Miller & Miller. 2008). Os fan-coils podem ser dutados. para levar a água até os fan-coils e promover as trocas de calor. catálogos de ambos os sistemas para a seleção desses equipamentos. em seu site. será necessário lançar mão do uso de três unidades dos mesmos. Descartada a opção de projeto usando um sistema de água gelada. calculada juntamente com a carga térmica – vide Apêndice B). A Carrier do Brasil disponibiliza. restam os equipamentos tipo self-contained e tipo splitão como alternativas para escolha. Como esses equipamentos encontram-se disponíveis até 15 TR (CARRIER DO BRASIL). Considerando também a faixa de carga térmica que os equipamentos disponíveis no mercado abrangem (de 425 a 2500 TR). centrais de água gelada apresentam uma eficiência maior quando comparadas com a opção self-contained. Para o caso do self-contained. porém. se for bem isolada. pode-se chegar aos equipamentos que satisfaçam o projeto.68 Segundo fabricantes.5 l/s ou 4843. foram escolhidos o selfcontained 40BX14 (para condensação ar incorporado) e 40BZ14 (para condensação a ar remoto). essa maior eficiência só é compensada para grandes capacidades. 5. De posse do valor calculado da carga térmica (130kW ou 37 TR) e da vazão necessária de ar (1345. . pelos catálogos da Carrier do Brasil (Figuras 31 e 32). Assim.8 m³/h.4 COMPARAÇÃO E SELEÇÃO DO EQUIPAMENTO Segundo Ferrari Junior (2006). foram analisadas apenas opções de condensação ar. conclui-se que uma central de água gelada não é uma opção indicada para ser implementada para condicionar o ar do refeitório do RU. devido aos altos custos iniciais (para instalação) e custos de manutenção. praticamente não haverá limitações quanto comprimento da tubulação de água gelada. 1 BTU/h/W. Figura 32 — Tabela de seleção de aparelho self-contained (condensação a ar remoto) FONTE: Carrier do Brasil . o ERR calculado foi 10. Para o selfcontained com condensação a ar remoto.69 Figura 31 — Tabela de seleção de aparelho self-contained (condensação a ar incorporado) FONTE: Carrier do Brasil Para avaliar a eficiência global desses equipamentos foi usada a Eq.8 BTU/h/W. que define o EER. (4). O índice de eficiência energética calculado para o sistema selfcontained com condensação a ar incorporado foi de 8. Figura 33 — Tabela de seleção do equipamento splitão FONTE: Carrier do Brasil Para os equipamentos da linha selecionada. uma vez que a mesma apresenta um valor de EER menor em relação às demais opções (8. Na comparação entre o self com condensação a ar remoto e o splitão devem ser feitas algumas ponderações. que será abordado no próximo capítulo. os catálogos fornecem tabelas que relacionam os valores de EER dos equipamentos para algumas faixas de operação.1. A escolha de duas unidades evaporadoras se deve ao fato de essa opção melhor se adequar ao traçado da rede de dutos. A seleção do equipamento será feita pela comparação entre os valores de EER. vindo com duas unidades condensadoras 38EX_10. Esses valores foram obtidos por meio de testes de aplicação realizados na fábrica e são mostrados na Figura 34. a análise dos catálogos da Carrier do Brasil (Figura 33) resultou na seleção de duas unidades evaporadoras modelo 40VX20 da linha EcoSplit. com vantagem para o splitão. Em uma primeira avaliação. do splitão).8 contra 10. do self com condensação a ar remoto. optou-se pela seleção do equipamento EcoSplit da Carrier do Brasil citado anteriormente. que tem dois circuitos frigoríficos. e 10. a opção de self-contained com condensação a ar integrado é descartada. por utilizar um compressor inverter.5. Assim. . a linha EcoSplit pode apresentar uma eficiência energética ainda maior em cargas parciais (Figura 34). A diferença entre os valores de EER desses equipamentos é relativamente pequena. Além disso.70 Para o splitão. 71 Figura 34 — Tabela de eficiência energética da linha EcoSplit (reprodução parcial) FONTE: Carrier do Brasil . após ser condicionado. porém aconselha que ela deve ser feita de modo a proporcionar uma distribuição racional de ar pelo ambiente. misturado com parte do ar interno e. a seleção das bocas de insuflamento. é necessário definir o traçado da mesma. 6. etc. é distribuído no ambiente por meio de uma rede de dutos (para transporte do ar) e de bocas de insuflamento. com adaptação estética e com o mínimo de interferência nos demais elementos da edificação (estruturas. Neste capitulo será abordado o dimensionamento da rede de dutos. Figura 35 — Traçado da rede de dutos FONTE: Elaborado pelo autor . Silva (2003) diz que não existem regras para a definição desse traçado. luminárias.72 6 CAPTAÇÂO E DISTRIBUIÇÃO DE AR Em um sistema de ar condicionado central. como o que está sendo projetado. grelhas e venezianas e será apresentado um fluxograma de ar para ilustrar a disposição desses componentes no ambiente.1 DIMENSIONAMENTO DA REDE DE DUTOS Antes de se dimensionar a rede de dutos. o ar a ser condicionado é captado do ambiente externo.). Figura 36 — Ábaco para perdas por atrito em dutos circulares FONTE: ASHRAE Fundamentals Handbook. Isso não representa problemas em âmbito estético e nem em âmbito funcional. A disposição atual das luminárias foi considerada no traçado da rede.1 e 0. por metro de comprimento.2 mmH2O (0. Pelo método de igual atrito.98 e 1. que foi definido de modo a não interferir no posicionamento das mesmas.73 A Figura 35 ilustra o traçado escolhido. entre 0.96 Pa). Devido à insuficiência de informações referentes ao projeto estrutural da edificação. geralmente. A Figura 36 mostra um ábaco usado para se relacionar a perda de carga unitária com o diâmetro equivalente do duto e a velocidade do ar corrente em seu interior. O ASHRAE Fundamentals Handbook (2013) apresenta dois métodos de cálculo para o dimensionamento da rede de dutos: o método de igual atrito e o método da recuperação da pressão estática. 2013 . usa-se um valor de perda de pressão. Yamane & Saito (1986) dizem que. optou-se por colocar a rede de dutos internamente ao ambiente. todos os dutos são dimensionados de modo a se ter a mesma perda de carga por unidade de comprimento do duto. Neste trabalho será empregado o método de igual atrito. Para o caso do RU. apenas os dutos principais. pelo ábaco da Figura 36. deve-se conhecer a velocidade da corrente de ar no interior do mesmo. Portanto. as dimensões do duto são definidas. com altura de 200 mm e diâmetro equivalente de 365 mm (Figura 39). aproximadamente. 672. 1986 A vazão em cada duto deverá ser metade da vazão total. onde serão colocadas as bocas de insuflamento. o duto terá a mesma seção transversal ao longo de todo o seu comprimento. De posse da velocidade e da vazão. . não existirão dutos ramais. supermercados e também em restaurantes. As velocidades recomendadas para ar corrente em dutos são apresentadas na Figura 37. tem-se um diâmetro equivalente para o duto de. caso a mesma seja satisfatória. O duto giroval se adequa bem à estética do ambiente e é usado em diversas aplicações de AVAC. a velocidade escolhida acarreta numa perda de pressão unitária dentro do desejado. 340 mm. uma perda pressão por atrito de cerca de 0.74 Para se determinar as dimensões do duto. fabricado pela Refrin.16 mmH2O. Arbitrando uma velocidade de 7 m/s.9 m³/h). foi selecionado um duto giroval (Figura 38). verifica-se a perda de carga. como shopping centers. Para essa velocidade e essa vazão. Como pode ser visto no traçado apresentado na Figura 35. temos.75 l/s (2421. Figura 37 — Velocidades máximas recomendadas do ar em dutos (m/s) FONTE: Yamane & Saito. Por questões estéticas. ou seja. br 6.75 Figura 38 — Duto giroval FONTE: refrin. Essas bocas devem ser cuidadosamente dimensionadas de modo a assegurar uma distribuição uniforme do ar a uma altura adequada acima do piso — cerca de 1.br Figura 39 — Tabela de seleção de dutos girovais (reprodução parcial) FONTE: refrin. 2004). o ar deve ser distribuído no ambiente por meio dar bocas de insuflamento.com. é necessário se conhecer a vazão em cada um deles. difusores) ficarão posicionadas lateralmente nos dutos. sendo 10 bocas em cada linha da rede (totalizando 20 difusores). Como é desejada uma vazão constante nos difusores.com.50 m acima do piso (CREDER. No projeto em questão. Para a seleção dos difusores. foi definido que os as bocas (no caso.2 BOCAS DE INSUFLAMENTO Depois de ser impulsionado através dos dutos. . é comum a mistura do ar do ambiente com o ar externo numa proporção de 20% e 80%. respectivamente.1 Tomada de ar externo Para a tomada de ar externo. deve ser permitida a entrada de uma vazão de ar de 3875 m³/h (80% da vazão requerida). eles atendem seguramente os parâmetros previamente definidos para distribuição do ar a uma altura adequada acima do piso. Consultando os catálogos da Tropical (Indústrias Tosi). foi selecionado o difusor DI-1 com dimensões de ” x ” (Figura 0). 6. 6. Para a captação do ar. As grelhas e venezianas são cuidadosamente selecionadas de modo a garantir as proporções de mistura.2 m³/h por difusor.75 m. Considerando o comprimento do duto como sendo 20 metros e conhecendo a quantidade e as dimensões dos difusores no duto (1 de ” x ” por duto). que tem capacidade para uma vazão de até 255 m³/h.3 CAPTAÇÃO DE AR Em aplicações práticas. Como os difusores estão posicionados lateralmente aos dutos.76 divide-se a vazão total pelo número de bocas. são usadas venezianas de tomada de ar externo e grelhas de retorno. Figura 40 — Tabela de seleção do difusor de ar (reprodução parcial) FONTE: Tropical (Indústrias Tosi) Optou-se por distribuir os difusores nos dutos de forma equidistante e simétrica. uma simples divisão nos dá um espaçamento de 3. chegando a uma vazão de 242. A fim de definir o espaçamento entre as bocas foi realizado um cálculo relativamente simples. Essa mistura configurará a porção de ar a ser condicionada. Consultando os catálogos da Tropical .3. 8 m³/h de ar (20% da vazão requerida). O design foi pensado de modo a assegurar uma distribuição simétrica do ar.3.4 FLUXOGRAMA DE AR O fluxograma de ar é apresentado na Figura 43. a disposição das luminárias foi levada em consideração no posicionamento dos dutos. Figura 41 — Tabela de seleção de veneziana de tomada de ar externo (reprodução parcial) FONTE: Tropical (Indústrias Tosi) 6. . com suas respectivas vazões.2 Retorno de ar Para o retorno do ar. as grelhas devem garantir uma vazão de 968. Os dados da veneziana selecionada são apresentados na Figura 41. Como dito anteriormente. No desenho são indicados os fluxos de ar de retorno e de tomada de ar externo. Os dados da grelha selecionada são apresentados na Figura 42. Consultando o catálogo da Tropical (Indústrias Tosi). são selecionadas duas unidades da veneziana TAE de dimensões 900x600 mm.77 (Indústrias Tosi). Figura 42 — Tabela de seleção de grelha de retorno (reprodução parcial) FONTE: Tropical (Indústrias Tosi) 6. são selecionadas três unidades da grelha RHN de dimensões 500x200 mm. sendo que cada duto é ligado independentemente a uma unidade evaporadora. 78 Figura 43 — Fluxograma de ar FONTE: Elaborado pelo autor . O projeto foi concebido como descrito nos capítulos anteriores. consequentemente. Como trabalhos posteriores. foram realizados contatos com diversas empresas que atuam no ramo de comercialização.79 7 CONSIDERAÇÕES FINAIS O principal objetivo deste trabalho era o projeto de um sistema de ar condicionado para o refeitório do Restaurante Universitário do Campus Colemar Natal e Silva da Universidade Federal de Goiás. seguindo as diretrizes da norma ABNT NBR 5140. Desenhos contendo a disposição da casa de máquinas e dos componentes do sistema estão no Apêndice C. O comando elétrico é feito por uma fonte de tensão de 220V-1ph-60Hz. a casa de máquinas foi posicionada onde hoje é a fachada oeste do restaurante. Essas ações provocariam uma diminuição da carga térmica do ambiente. ASHRAE e demais entidades reguladoras com alguma relação com este campo do conhecimento da engenharia mecânica. demandando uma menor capacidade dos aparelhos de refrigeração e. O fabricante recomenda que a interligação entre unidades observe a ligação independente de cada equipamento. O projeto deveria seguir os preceitos estabelecidos nas normas da ABNT. Porém. reduziria os custos para aquisição dos equipamentos. A fim de se fazer a avaliação econômica do projeto. As ligações elétricas devem ser feitas por um profissional capacitado. sugere-se o estudo estrutural da edificação e o levantamento dos custos reais de implementação do projeto. devido ao fato de não ter sido possível contar com dados e informações concretas a respeito da estrutura da edificação. além de também poder acarretar na economia de energia elétrica. Porém. não foram obtidas respostas satisfatórias para levantamento dos custos de implementação do projeto. não sendo permitido utilizar derivações entre as borneiras das caixas elétricas. até a conclusão desta monografia. instalação e manutenção de equipamentos de ar condicionado. O estudo estrutural teria como objetivo estabelecer a localização dos componentes estruturais (como . 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. Uma opção levantada para a localização dos equipamentos foi a de colocar as evaporadoras sobre uma laje impermeabilizada na cobertura do prédio. às instâncias administrativas competentes da Universidade Federal de Goiás para ser avaliado e. O estudo poderia ser voltado aos benefícios ecológicos que esse sistema pode oferecer. Depois de concluído. . juntamente com o projeto. 2009). conhecendo as informações estruturais. quiçá. semelhante ao que existe no Restaurante Universitário do Campus Samambaia. Um outro trabalho a se sugerir é o estudo e projeto de um sistema de ventilação para a cozinha do Restaurante Universitário do Campus I. além de se tratar de uma tecnologia pouco utilizada no Brasil (CAMARGO. apresentando uma comparação. projetar os dutos para serem instalados sobre o forro.80 vigas e pilares) e definir a capacidade de carregamento que a estrutura suporta. Acredita-se que. O estudo orçamentário poderia verificar as opção de projeto sem alterações nas janelas (mudanças de vidros e colocação de cortinas) e com essas alterações. o estudo poderia ser apresentado. Esse trabalho seguiria os preceitos apresentados na norma ABNT NBR 14518 (2000) e algumas outras normas que eventualmente foram citadas no presente texto. seria possível uma adequação do projeto de modo a posicionar as evaporadoras na cobertura (não prejudicando a fachada) e. colocado em execução (com abertura de editais de licitação e outras ações que venham ser necessárias). possivelmente. Também se pode sugerir como trabalho posterior o projeto de um sistema de climatização que utilize o sistema de resfriamento evaporativo. Parte 1: Projetos das instalações. 2008. Atlanta: 2013. AMERICAN SOCIETY OF HEATING. Disponível em: <http://www. Atlanta: 1997.81 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS AGÊNCIA NACIONAL DE VIGILÂNCIA SANITÁRIA. 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Aumentaria 5.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.Comentários Diminuiria Não influenciaria .87 APÊNDICE A — Formulário PESQUISA SOBRE A INSTALAÇÃO DE UM SISTEMA DE AR CONDICIONADO NAS DEPENDÊNCIAS DO REFEITÓRIO DO RESTAURANTE UNIVERSITÁRIO (RU) DO CAMPUS COLEMAR NATAL E SILVA (CAMPUS I) 1.Quantas vezes por semana você faz refeições (almoço ou jantar) nessa unidade do RU? 1 ou menos 2 3 4 5 ou mais 2. o quanto você julga necessário a implantação de um sistema de ar condicionado nessa unidade do RU? 1 2 3 4 5 4. 68687 13.94337374 12354.68569697 7791.19667677 10351.545813 9h 11.95846465 11636.97876 2h 12.12231 13h 27.25253 23.14068 12h 23.22791919 13291.99779 20h 24.88889 16.29437374 7506.26346 19h 27.74127273 10019.11111 23.72727 13.43181818 16356.85352525 17393.0101 27.518336 4h 10.07323232 23387.49317 22h 18.24242 19.88889 28.63888889 20882.99242424 14578.59083 17h 33.03088889 11689.666353535 7048.54299 8h 9.16886869 9602.08673 21h 21.64496 .86111111 24690.969697 10.75808081 8573.61356 A= 279 W/m²K m² Hora CLTD CLTD corrigido q1 = UA(CLTD) 1h 13.64646 15.808081 11.86111111 17399.484796 10h 14.20354545 14732.77169697 8583.816464 5h 9.10101 30.535354 9.64646 12.47946465 9099.8510101 22496.11111 33.111111 9.76768 14.95471 18h 31.724137 11h 19.82416 23h 16.79546 6h 8.831138 7h 8.90577 3h 11.189111111 6700.73737 10.45455 20.18182 22.32323 32.9697 11.73737 16.0395 15h 32.2004 14h 30.76010101 20242.90586 16h 33.88 APÊNDICE B — Planilhas de cálculo de carga térmica CARGA TÉRMICA COBERTURA U= 2.4555 24h 15.19192 18. 410347 2h 8.655 m² Hora CLTD CLTD corrigido q2 = UA(CLTD) 1h 9.363636 7.38636364 2493.4609382 16h 14.39963636 1734.40290909 1582.2687266 9h 4.090909 9.931818182 1206.736107 6h 4.519909091 1448.818182 9.109799 18h 16.568181818 1455.93181818 1967.447119 23h 11.795454545 577.131 780.727273 8.75 2548.36364 11.93327273 1663.72727 10.270007 3h 6.3349683 17h 15.63636 16.080493 5h 5.714363636 717.435398 20h 15.196636364 1247.6580315 8h 4.003057 4h 6.75482 13h 10.11263636 1690.466090909 527.03798 W/m²K A= 74.90909 5.363636 8.104909091 1385.181818 2.72727 10.909091 3.86927273 1653.209272727 1249.313636364 1112.51661 15h 13.18182 12.181818 7.636364 4.9886876 7h 4 5.754733 .38636364 2645.93181818 1663.090909 9.255196 19h 16 16.983818182 453.709813 24h 10.3497771 10h 6.89 CARGA TÉRMICA PAREDE NORTE (e = 25 cm) U= 2.9742016 11h 7.510090909 838.363636 6.63636 17.09091 10.079636364 924.789625 12h 8.225816 14h 12.73647 21h 14.36364 11.54545 3.18182 10.402199 22h 12. 131 103.63636364 16.079636364 122.9700463 3h 6.313636364 146.7176177 5h 5.40290909 209.86927273 218.36363636 11.181818182 2.0543397 .3168469 21h 14.7123988 23h 11.9730637 6h 4.38636364 349.196636364 164.363636364 7.181818182 7.90 CARGA TÉRMICA PAREDE NORTE (e = 15 cm) U= 2.971555 4h 6.6831686 14h 12.714363636 94.2798627 13h 10.93181818 219.727272727 8.3958957 12h 8.510090909 110.36363636 11.1748988 7h 4 5.7294514 17h 15.909090909 3.3097857 2h 8.983818182 59.63636364 17.363636364 6.466090909 69.363636364 8.93181818 259.90909091 5.795454545 76.72727273 10.93327273 219.27253462 16h 14.931818182 159.296392 18h 16.209272727 164.636363636 4.75 336.11263636 223.09090909 10.818181818 9.38636364 329.96208698 11h 7.54545455 3.1113324 8h 4.3921496 19h 16 16.519909091 191.54396 W/m²K A= 7.0843294 22h 12.090909091 9.18181818 12.39963636 229.6039402 20h 15.65372281 10h 6.8994 m² Hora CLTD CLTD corrigido q3 = UA(CLTD) 1h 9.090909091 9.568181818 192.18181818 10.8746838 15h 13.72727273 10.104909091 182.4262703 24h 10.73870899 9h 4. 36364 6.2425362 6h 7.659090909 479.09091 18.493307 22h 21.28754545 707.09091 25.18182 20.7892301 10h 6.0452577 3h 11.977272727 249.193363636 262.63636 20.72727 3.9103661 7h 6.931818182 622.441636364 341.6730098 8h 5.45455 13.46854545 844.40290909 1090.494636364 469.165166 15h 13.03798 A= 30.45455 11.0158418 9h 5.61785 24h 17.04090909 629.88354545 932.917621 4h 9.603506 .4060397 14h 10.3666005 5h 8.363636 7.8585915 13h 9.75 1300.93081818 1311.964636364 436.363636 5.9790283 12h 7.150591 19h 25.45455 14.57290909 787.6866551 11h 6.84090909 1619.23290909 1142.806909091 551.636364 4.090909 10.545455 8.358614 18h 23.181818 9.4590307 17h 20 20.272727 3.090909 8.690107 21h 23.7203149 2h 12.387721 23h 19.2472699 16h 16.09091 17.074727273 192.67236364 1295.454545 11.36364 24.295454545 519.909091 7.56963636 1226.91 CARGA TÉRMICA PAREDE OESTE (e = 25 cm) U= 2.75 W/m²K m² Hora CLTD CLTD corrigido q4= UA(CLTD) 1h 14.09091 12.395119 20h 25.20454545 702.36364 19.11363636 1511. 6693029 20h 25.454545 11.45455 14.363636 5.20454545 286.92 CARGA TÉRMICA PAREDE OESTE (e = 15 cm) U= 2.909091 7.84090909 660.964636364 178.1252177 9h 5.1571037 24h 17.9247892 14h 10.363636 7.1340004 21h 23.545455 8.11363636 616.23290909 466.75 530.36364 19.18182 20.45455 11.36364 6.09091 17.88354545 380.5261453 22h 21.295454545 212.272727 3.09091 18.090909 10.09091 12.806909091 225.54396 A= 10.9366613 .4643503 15h 13.56963636 500.63636 20.1644657 7h 6.931818182 253.193363636 107.449027 4h 9.659090909 195.0634511 17h 20 20.93081818 535.36364 24.074727273 78.5863946 5h 8.977272727 101.347581 3h 11.6861284 16h 16.04090909 256.72727 3.67236364 528.494636364 191.61093109 11h 6.46854545 344.5246002 2h 12.45455 13.09091 25.613854 8h 5.3329398 23h 19.57290909 321.28754545 288.40290909 444.441636364 139.5110585 18h 23.090909 8.210881 10h 6.0882107 13h 9.8184301 12h 7.7138945 6h 7.181818 9.50847 19h 25.636364 4.05 W/m²K m² Hora CLTD CLTD corrigido q5 = UA(CLTD) 1h 14. 92635424 9h 1 -0.399 -357.06564 16h 8 -1.7422634 24h 1 1.75 -447.75 1213.75 1979.86212 19h 6 6.75 1979.198 -306.86212 14h 7 7.131 33.93 CARGA TÉRMICA VIDROS (condução) U= 6.62601248 23h 2 1.75 1979.75 1468.482 123.92996 13h 7 7.4905 W/m²K A= 39.1714734 10h 2 -1.95 242.86212 18h 7 7.692776 6h -1 0.014 259.1346506 4h -1 0.75 1979.75 1724.9137133 7h -1 0.0483638 11h 4 4.46605648 8h 0 0.078 19.142 291.86212 15h 8 -1.036 9.39604 20h 4 -0.833 212.171497 .8032446 5h -1 0.12198608 21h 3 0.251 -64.0426051 3h -1 0.429 365.3970459 17h 7 7.46388 12h 5 5.206 52.716 182.312 335.0610283 2h 0 1.36 m² Hora CLTD CLTD corrigido q6 = UA(CLTD) 1h 1 1.19677888 22h 2 0.443 -113. 0275 3852.94 CARGA TÉRMICA VIDROS NORTE (insolação) SC = 1 A= 36 m² Hora SCL q7 = A(SC)(SCL) 1h 25.99 13h 105.945 4174.7725 3375.81 9h 89.24 16h 115.93 5h 18.425 1131.36 18h 92.11 23h 31.51 7h 93.02 17h 128.31 10h 94.485 845.3 24h 28.6325 1030.95 21h 42.74 3h 23.4025 914.93 6h 48.62 11h 101.81 8h 93.7725 3375.15 19h 53.46 4h 18.18 12h 107.0875 3315.26 4617.9425 681.545 3403.005 3636.715 3805.9425 681.715 961.0275 3852.74 14h 107.49 2h 26.8875 1759.3975 3218.77 .99 15h 108.3475 1740.4275 1527.34 3900.5975 1929.51 20h 48.1975 1411.39 22h 39. 95 CARGA TÉRMICA VIDROS OESTE (insolação) SC = A= 1 3.8876 21h 109.7608 13h 167.7325 301.6325 361.685 224.5252 15h 354.562 6h 48.6325 892.54 20h 127.405 387.6788 3h 58.69 563.86 335.375 498.3475 427.8575 298.414 18h 253.68 852.8925 214.3225 1190.5612 24h 79.4728 9h 89.915 234.745 197.6776 5h 44.5875 1359.605 267.4384 14h 265.5296 11h 107.4476 7h 66.5125 149.7096 23h 88.5012 10h 99.0616 8h 79.6508 22h 97.7175 368.3475 162.3648 19h 148.464 17h 404.9144 2h 63.6452 12h 115.3832 4h 52.235 326.285 175.36 m² Hora SCL q8 = A(SC)(SCL) 1h 69.605 267.15 1381.4728 .5236 16h 411. 809 1319.937 1003.03798 W/m²K A= 82.10181 18h 8.149 1715.692 1300.22156 20h 0 0 21h 0 0 22h 0 0 23h 0 0 24h 0 0 .55304 19h 7.96 CARGA TÉRMICA DE PARTIÇÕES SUL U= 2.99872 13h 9.32465 14h 10.043 1359.213 1557.56414 12h 7.9427 m² Hora Δt q9 = UAΔt 1h 0 0 2h 0 0 3h 0 0 4h 0 0 5h 0 0 6h 0 0 7h 0 0 8h 0 0 9h 0 0 10h 0 0 11h 5.54194 15h 0 0 16h 0 0 17h 9.33 1577. 414281 13h 9.0129417 19h 7.1149506 20h 0 0 21h 0 0 22h 0 0 23h 0 0 24h 0 0 .624995 12h 7.692 677.149 893.213 811.0062454 14h 10.602928 W/m²K m² Hora Δt q10 = UAΔt 1h 0 0 2h 0 0 3h 0 0 4h 0 0 5h 0 0 6h 0 0 7h 0 0 8h 0 0 9h 0 0 10h 0 0 11h 5.043 708.4008884 15h 0 0 16h 0 0 17h 9.33 821.97 CARGA TÉRMICA DE PARTIÇÕES LESTE U= 2.937 522.3055758 18h 8.54396 A= 34.809 687. = 288) SHGp LHGp q11 = N (SHGp*CLF + LHGp) 1h 0 80 80 0 2h 0 80 80 0 3h 0 80 80 0 4h 0 80 80 0 5h 0 80 80 0 6h 0 80 80 0 7h 0 80 80 0 8h 0 80 80 0 9h 0 80 80 0 10h 0 80 80 0 11h 24 80 80 3840 12h 144 80 80 23040 13h 288 80 80 46080 14h 144 80 80 23040 15h 0 80 80 0 16h 0 80 80 0 17h 24 80 80 3840 18h 90 80 80 14400 19h 160 80 80 25600 20h 0 80 80 0 21h 0 80 80 0 22h 0 80 80 0 23h 0 80 80 0 24h 0 80 80 0 .98 CARGA TÉRMICA DE PESSOAS CLF = 1 Hora N (máx. 25 1650 12h 44 1 1.25 0 10h 0 1 1.25 0 11h 44 1 1.25 1650 18h 44 1 1.25 0 .25 0 3h 0 1 1.25 0 16h 0 1 1.25 0 9h 0 1 1.25 0 22h 0 1 1.25 1650 13h 44 1 1.25 0 5h 0 1 1.25 1650 19h 44 1 1.25 0 24h 0 1 1.99 CARGA TÉRMICA DE ILUMINAÇÃO W = 30W CLF = 1 Hora N Ful Fsa q12 = N (W*Ful*Fsa*CLF) 1h 0 1 1.25 1650 15h 0 1 1.25 1650 20h 0 1 1.25 0 8h 0 1 1.25 0 17h 44 1 1.25 0 21h 0 1 1.25 0 4h 0 1 1.25 0 2h 0 1 1.25 0 6h 0 1 1.25 1650 14h 44 1 1.25 0 23h 0 1 1.25 0 7h 0 1 1. 242 9079.242 0 17h 18760 0.84 14h 18760 0.84 15h 0 0.242 9079.242 9079.242 0 21h 0 0.242 9079.242 0 3h 0 0.242 0 .100 CARGA TÉRMICA AQUECEDOR DE ALIMENTOS N=2 Hora HG/m³ de banho Volume (m³) q13 = N*HG*V 1h 0 0.242 0 8h 0 0.242 0 6h 0 0.242 0 5h 0 0.84 12h 18760 0.84 19h 18760 0.242 0 23h 0 0.242 0 10h 0 0.84 13h 18760 0.242 9079.242 9079.242 0 24h 0 0.242 0 4h 0 0.242 0 7h 0 0.242 0 9h 0 0.242 9079.242 0 22h 0 0.242 0 11h 18760 0.242 0 16h 0 0.242 0 2h 0 0.84 18h 18760 0.84 20h 0 0. 3 9.1 0 0.000893146 251.001070675 859.809 0.1009 7h 0 251.000893146 251.001121476 798.000893146 251.000893146 251.1 0 0.1 0 0.1 0 0.1 0 0. (l/s) Δt Qinf.000893146 251.001073149 798.043 0.1 0 0.1009 17h 24 342.001032861 342.1 0 0.213 0.000893146 251.1009 22h 0 251.000145 AL (cm²) = 17.1 0 0.000893146 251.3 7.1009 16h 0 251.001078079 593.3011 13h 288 1345.000893146 251.3011 18h 90 593.000893146 251.1009 8h 0 251.000893146 251.1 0 0.1009 4h 0 251.3011 15h 0 251.1011 19h 160 859.1009 24h 0 251.149 0.692 0.101 VAZÃO PROVENIENTE DE VETILAÇÃO E INFILTRAÇÃO V (m/s) = 8 Cs = 0.1011 20h 0 251.1 8.937 0.001104802 342.1009 5h 0 251.1 0 0.000893146 251.68 Cw = 0.1 0 0.1 0 0.501 14h 144 798.1 7.1 0 0.1009 11h 24 342.5 9.1009 10h 0 251. = 288) Qvent. (l/s) Q (l/s) 1h 0 251.3 5.1009 6h 0 251.1 0 0.000893146 251.000893146 251.1 0 0.1 0 0.1 0 0.3 10.000893146 251.1009 2h 0 251.000893146 251.000893146 251.000893146 251.1009 3h 0 251.001102399 1345.000319 Hora N (máx.1009 21h 0 251.1009 .1009 23h 0 251.301 12h 144 798.33 0.1009 9h 0 251. 768 0 0 4h 22.268 9146.044 0 0 23h 25.5 32.119 0 0 8h 24.693 0 0 10h 27.417 0 0 5h 22.108 25.73277 14h 23.309 24.649 0 0 17h 23.5 31.649 26.58579 15h 34 34 0 0 16h 33.543 24.216 23197.693 25.46 17408.437 22.821 23.448 0 0 11h 23.534 0 0 7h 23.713 25.501 28.214 27.214 0 0 22h 26.5 32.938 0 0 .04836 20h 28.102 CARGA TÉRMICA DE INFILTRAÇÃO E VENTILAÇÃO w = 19.534 22.417 22.095 24840.678 41459.2*Q*ΔH 1h 23.83128 12h 23.652 25531.3 g/kg de ar seco Φ = 65% Hora Tr TBS(h) ΔH q14 = 1.044 26.23144 18h 23.3 0 0 6h 22.70284 19h 23.5 31.5 31.5 33.448 27.172 24.83 25.192 24.236 23.768 22.99054 13h 23.236 0 0 3h 22.5 29.649 33.938 23.501 0 0 21h 27.108 0 0 24h 23.3 22.799 10597.119 23.172 0 0 9h 25.821 0 0 2h 23. 103 APÊNDICE C — Desenhos Nas próximas páginas serão mostrados os desenhos da casa de máquinas.: DI-1 ” x ” FABRICANTE: Tropical Duto giroval 609 x 200 mm (20 metros) MOD. 1 2 2 4 3 2 4 3 5 20 6 2 7 2 DESCRIÇÃO Unidade evaporadora – EcoSplit 20TR MOD. laje técnica e um corte. REF.: RHN 500x200 FABRICANTE: Tropical Difusor de ar ( ” x ”) MOD. Segue abaixo uma legenda para a leitura dos desenhos.: Duto giroval 609 x 200 (∅ = 365 mm) FABRICANTE: Refrin Ponto de força – Splitão EcoSplit 20TR 18 kW – 220V/1F/60Hz . 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.: TAE 900x600 FABRICANTE: Tropical Grelha de retorno de ar (500 x 200 mm) MOD. REF. REF. ITEM QTDE. REF. 104 . 2) ESC.PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 2800 600 6 (2422) 4 3 x (323) 4 5 (242.5) 3 (242.: 1:50 ENGENHARIA MECANICA AUTOR DO PROJETO: ORIENTADOR: LEONARDO DE QUEIROZ MOREIRA PROJETO FINAL DE CURSO ESCALA: indicada (valores em mm) DATA: 25 de junho de 2014 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 609 x 200 mm 1574 6326 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 7 1 UE-1 (1937.2) 6 5 7 (2422) 1 (242.2) 5 4 1 609 x 200 mm UE-2 (1937.2) 5 .5) 3 (242. 106 . PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 2 1000 4 200 x 609 mm 6 3x (323) 1 (1937.: 1:40 2 2 3 300 UC-1B 1000 UC-1A UC-2B UC-2A 600 ESC.: 1:50 ENGENHARIA MECANICA AUTOR DO PROJETO: ORIENTADOR: LEONARDO DE QUEIROZ MOREIRA PROJETO FINAL DE CURSO Corte A-A e ESCALA: indicada (valores em mm) DATA: 25 de junho de 2014 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT 5 PRODUCED BY AN AUTODESK EDUCATIONAL PRODUCT .5) 3 2 2 2 CORTE A-A ESC.