TCC Final

Prévia do material em texto

UNIVERSIDADE SANTA ÚRSULA 
CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA 
 
 
 
JOÃO AUGUSTO CANANÉA DA SILVA 
WILSON DANIEL ALMEIDA COSTA 
LEONARDO SANTORO DOS SANTOS 
 
 
 
DIMENSIONAMENTO DE UMA USINA GEOTÉRMICA OPERANDO CICLO 
RANKINE ORGÂNICO PARA SUPRIMENTO DE UM SISTEMA DE 
CONDICIONAMENTO DE AR DE LARGA ESCALA 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Rio de Janeiro-RJ 
2016 
 
 
JOÃO AUGUSTO CANANÉA DA SILVA 
WILSON DANIEL ALMEIDA COSTA 
LEONARDO SANTORO DOS SANTOS 
 
 
 
 
DIMENSIONAMENTO DE UMA USINA GEOTÉRMICA OPERANDO CICLO 
RANKINE ORGÂNICO PARA SUPRIMENTO DE UM SISTEMA DE 
CONDICIONAMENTO DE AR DE LARGA ESCALA 
 
 
 
Trabalho de Conclusão de Curso apresentada ao Curso 
de Engenharia Mecânica da Universidade Santa Úrsula, 
para obtenção do grau de Bacharel em Engenharia 
Mecânica. 
 
Orientador: Prof. Dr. Fábio Bicalho Cano. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Rio de Janeiro-RJ 
2016 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Da Silva, João Augusto Cananéa. 
 
Dimensionamento de uma Usina Geotérmica Operando Ciclo Rankine Orgânico 
para Suprimento de um Sistema de Condicionamento de ar de Larga Escala / João 
Augusto Cananéa da Silva, Wilson Daniel Almeida Costa e Leonardo Santoro dos 
Santos. – Rio de Janeiro: 2016. 
116 f.: il. 
 
Impresso por computador. 
 
 Orientador: Fábio Bicalho Cano. 
 
Trabalho de Conclusão de Curso (Graduação) – Universidade Santa Úrsula, Curso 
de Engenharia Mecânica, 2016. 
 
1. Ciclo Rankine Orgânico. 2. Energia Geotérmica. 3. Sistema de 
Condicionamento de Ar. I. Título. 
CDD 620.1 
 
 
JOÃO AUGUSTO CANANÉA DA SILVA 
WILSON DANIEL ALMEIDA COSTA 
LEONARDO SANTORO DOS SANTOS 
 
 
DIMENSIONAMENTO DE UMA USINA GEOTÉRMICA OPERANDO CICLO 
RANKINE ORGÂNICO PARA SUPRIMENTO DE UM SISTEMA DE 
CONDICIONAMENTO DE AR DE LARGA ESCALA 
 
Trabalho de Conclusão de Curso apresentada ao Curso 
de Engenharia Mecânica da Universidade Santa Úrsula, 
para obtenção do grau de Bacharel em Engenharia 
Mecânica. 
 
Orientador: Prof. Fábio Bicalho Cano. 
 
Aprovada em: ___/___/______. 
 
BANCA EXAMINADORA 
 
________________________________________ 
Prof. Dr. Fábio Bicalho Cano (Orientador) 
Doutor em Engenharia Mecânica 
Universidade Santa Úrsula - USU 
 
 
 
_________________________________________ 
Prof. Dr. João Carlos de Oliveira Aires 
Doutor em Engenharia Elétrica 
Universidade Santa Úrsula - USU 
 
 
 
_________________________________________ 
Prof. Washington Batista de Lima 
Mestre em Engenharia Mecânica 
Universidade Santa Úrsula - USU 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
A todos aqueles que batalham pelo 
desenvolvimento de um mundo sustentável. 
 
 
AGRADECIMENTOS 
 
 À nossa família, pelo constante apoio, que, mesmo nos momentos de incerteza, nos 
deram suporte irrestrito. 
 Aos amigos, que, mesmo indiretamente, participaram do nosso processo de formação, 
nos ouvindo e compartilhando suas experiências. 
Aos colegas de turma, pelas colaborações em trabalhos, compartilhamento de conhecimento, 
risadas e bom humor. 
 Aos professores e funcionários da Santa Úrsula, que contribuíram para criação de um 
ambiente agradável e propício aos estudos. 
A todos os responsáveis pela disponibilidade das nossas fontes de pesquisa, bem como a todas 
as almas altruístas, que batalham por viabilizar um mundo mais sustentável. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
“Cada dia a natureza produz o 
suficiente para nossa carência. Se 
cada um tomasse o que lhe fosse 
necessário, não havia pobreza no 
mundo e ninguém morreria de 
fome”. 
Mahatma Gandhi 
 
 
 
i 
Resumo 
Este estudo apresenta um projeto de climatização renovável, com o emprego 
combinado do ciclo Rankine orgânico (CRO) como fonte fornecedora de potência a 
um ciclo de refrigeração de larga escala, utilizando-se da tecnologia de ciclo de 
compressão de vapor (CCV). Para o CRO empregou-se o composto orgânico R245fa 
(1,1,1,3,3 - pentafluoropropano) como fluido de trabalho, associado a uma fonte 
geotérmica para fornecimento de calor ao evaporador. Para tal, foi utilizado um 
sistema de bombeamento subterrâneo de água pressurizada, de modo a aquecer o 
fluido de trabalho em um trocador de calor. Dimensionou-se dessa forma, uma usina 
geotérmica de forma a atender a potência requerida pelo sistema de refrigeração que 
supre a carga térmica previamente calculada. Estruturou-se o CRO, de forma que o 
fluido orgânico atingisse o ponto de máxima temperatura e pressão em níveis baixos 
(120˚C e 1 MPa, respectivamente), aumentando a durabilidade e a segurança (o ponto 
de evaporação da maior parte dos fluídos é amplamente superior aos 100°C, 
temperatura de evaporação da água, com pressão de referência de 101,3 kPa). De 
acordo com a necessidade de trabalho produzido no CRO foi definida a quantidade 
de calor extraída do poço geotérmico, calculando-se sua profundidade de perfuração 
até atingir a temperatura necessária para extração. Foi realizada também uma análise 
gráfica dos principais fatores relevantes, como eficiência, vazão mássica, exergia e 
irreversibilidades. O projeto foi encerrado ao se realizar uma análise técnico-
financeira, com estimativas de custos de implementação, junto com as suas 
vantagens práticas, propondo desafios, melhorias ou adaptações para incrementar a 
viabilidade econômica, ou mesmo de implementação do projeto. 
 
Palavras-chave: ciclo Rankine orgânico; ORC; energia geotérmica; R245fa; 
associação de ciclos. 
 
 
 
ii 
Abstract 
The study present a renewable HVAC design, with the combined use of the 
organic Rankine cycle (ORC) providing power source to a large-scale refrigeration 
cycle using a vapor compression cycle technology (CCV). To employ the CRO R245fa 
organic compound (1,1,1,3,3 - pentafluoropropane) as working fluid, associated with a 
geothermal source to supply heat to the evaporator. To this end, we used an 
underground pressurized water pumping system, so as to heat the working fluid in a 
heat exchanger. Then we scale geothermal power plant to meet the power required by 
the cooling system that supplies the previously calculated thermal load. We made use 
of the ORC so that the body fluid to reach the point of maximum temperature and 
pressure at low levels (120˚C and 1 MPa, respectively), increasing the durability and 
safety (the evaporation point of most of the fluid is vastly superior to 100 ° C, 
temperature of evaporation, with reference pressure 101.3 kPa). According to the work 
demand from the CRO, we defined the amount of heat extracted from the geothermal 
well, calculating the depth of drilling to the necessary temperature for the extraction. It 
also performed a graphical analysis of the key relevant factors such as efficiency, mass 
flow rate, exergy and irreversibility. We ended the project carrying out a technical and 
financial analysis with estimates of implementation costs, together with its practical 
advantages, proposing challenges, improvements and adaptations to increase the 
economic viability, or even project implementation. 
 
Keywords: organic Rankine cycle; ORC; geothermal energy; R245fa; cycles 
association. 
 
 
 
iii 
Sumário 
Resumo ....................................................................................................................... i	
Abstract ...................................................................................................................... ii	
Índice de Figuras ...................................................................................................... vi	
Índice de Tabelas .................................................................................................... vii	
Índice de Quadros ................................................................................................... vii	
Índice de Gráficos ...................................................................................................vii	
1. Introdução .............................................................................................................. 1	
1.1. Justificativa ................................................................................................................. 1	
1.2. O Problema .................................................................................................................. 1	
1.3. Hipótese ....................................................................................................................... 2	
1.4. Objetivo ........................................................................................................................ 2	
2. Revisão Bibliográfica ............................................................................................ 3	
2.1. Ciclo Rankine Orgânico .............................................................................................. 3	
2.2. VCC ............................................................................................................................... 3	
2.3. Energia Geotérmica ..................................................................................................... 4	
2.4. Sistemas de Bombeamento ........................................................................................ 4	
3. Metodologia ........................................................................................................... 5	
3.1. Conceitos Prévios ....................................................................................................... 5	
3.2. O Ciclo Rankine orgânico (CRO) ............................................................................... 5	
3.2.1. Fluido de Trabalho .................................................................................................. 5	
3.2.2. Características do Ciclo .......................................................................................... 7	
3.2.3. O Ciclo com Regeneração ..................................................................................... 9	
3.2.4. Análise da Primeira Lei da Termodinâmica .......................................................... 11	
3.2.5. Análise da Segunda Lei da Termodinâmica ......................................................... 14	
3.2.6. Eficiência Térmica e Exergética ........................................................................... 21	
3.2.7. Trocadores de Calor ............................................................................................. 22	
3.2.8. Equipamentos ....................................................................................................... 26	
3.2.9. Parâmetros Pré-Determinados ............................................................................. 32	
3.3. O Ciclo de Compressão de Vapor ............................................................................ 32	
3.3.1. O Ciclo .................................................................................................................. 32	
3.3.2. Os Processos do Ciclo ......................................................................................... 33	
 
 
iv 
3.3.3. Fatores Relevantes ao Projeto ............................................................................. 35	
3.3.4. Seleção de Equipamento ..................................................................................... 40	
3.3.5. Demanda de Potência Elétrica ............................................................................. 47	
3.4. Energia Geotérmica ................................................................................................... 48	
3.4.1. Definição e História .............................................................................................. 48	
3.4.2. Classificação dos Recursos Geotermais .............................................................. 48	
3.4.3. Vantagens e Desvantagens ................................................................................. 51	
3.4.4. Extração de Calor no Rio de Janeiro .................................................................... 52	
3.5. Injeção no Poço Geotérmico .................................................................................... 55	
3.5.1. Cálculo da Perda de Carga Distribuída ................................................................ 56	
3.5.2. Perdas de Carga Localizadas .............................................................................. 57	
3.5.3. Perda de Carga Total ........................................................................................... 58	
3.5.4. Pressão Total da Bomba ...................................................................................... 58	
3.5.5. Potência Efetiva da Bomba (HHPb) ...................................................................... 58	
3.5.6. Vazão (Q) ............................................................................................................. 59	
3.6 O Ciclo Combinado .................................................................................................... 59	
3.7 Análise De Custos ...................................................................................................... 61	
3.7.1. Estimativa de Custos com Energia Elétrica .......................................................... 61	
3.7.2. Estimativa de Custos de Perfuração .................................................................... 61	
3.7.3. Estimativa de Custos dos Equipamentos, Tubos e Conexões ............................. 62	
3.7.3. Estimativa de Economia com a Energia Produzida .............................................. 62	
4. Resultados ........................................................................................................... 63	
4.1. Sistema de Condicionamento de Ar ........................................................................ 63	
4.2. Ciclo Rankine Orgânico ............................................................................................ 64	
4.2.1. Parâmetros de Entrada e Especificidades ........................................................... 64	
4.2.2. Dimensionamento do CRO ................................................................................... 65	
4.2.3. Análise Gráfica ..................................................................................................... 74	
4.3. Sistemas de Bombeamento D’Água ........................................................................ 78	
4.3.1. Dimensionamento do Diâmetro da Tubulação ..................................................... 78	
4.3.2. Perda de Carga Distribuída .................................................................................. 80	
4.3.2. Perda de Carga Localizada .................................................................................. 81	
4.3.3. Perda de Total ...................................................................................................... 82	
4.3.4. Pressão Total bomba ........................................................................................... 82	
4.3.6. Potência Efetiva da Bomba (HHPb) ...................................................................... 82	
4.3.7. Calculo da Potência do Eixo da Bomba (BHP) .................................................... 83	
4.3.8. Calculo da Potência do Motor da Bomba (BHP) .................................................. 83	
 
 
v 
4.3.9. Seleção das Bombas ............................................................................................ 83	
4.4. Análise de Custos ..................................................................................................... 85	
4.4.1. Custos de Implementação do Projeto .................................................................. 85	
4.4.2. Custos com Demanda de Eletricidade para Climatização ................................... 87	
4.4.3. Receitas com Geração de Energia Elétrica .......................................................... 87	
4.4.4. Lucratividades Totais ............................................................................................88	
4.4.5. Análise Gráfica ..................................................................................................... 89	
5. Discussão ............................................................................................................ 90	
5.1. Problemas de Geotermia no Brasil .......................................................................... 90	
5.2. Utilização de Outras Fontes de Calor ...................................................................... 91	
5.3. Melhorias no Projeto ................................................................................................. 91	
5.4. Incentivo a Autogeração ........................................................................................... 92	
6. Conclusões e Recomendações para Trabalhos Futuros ................................ 93	
Referências Bibliográficas ..................................................................................... 95	
Anexos ..................................................................................................................... 98	
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
vi 
Índice de Figuras 
 
FIGURA	3.1	–	DIAGRAMA	T-S	PARA	DIFERENTES	FLUIDOS	DE	TRABALHO	(FONTE:	ADAPTADO	DE	QUOILIN,	2011).	.........................	6	
FIGURA	3.2	–	ESQUEMA	DOS	EQUIPAMENTOS	DE	UM	CRO.	.................................................................................................	8	
FIGURA	3.3	–	ESQUEMA	DE	UM	CRO	SIMPLES	(ESQUERDA)	E	UM	REGENERATIVO	(DIREITA).	....................................................	10	
FIGURA	3.4	–	CRO	REGENERATIVO	E	SEUS	ESTADOS.	........................................................................................................	11	
FIGURA	3.5	–	DIAGRAMAS	T-S	E	P-H	PARA	O	CRO	REGENERATIVO.	.....................................................................................	13	
FIGURA	3.6	–	ENUNCIADOS	DA	SEGUNDA	LEI	DA	TERMODINÂMICA.	.....................................................................................	15	
FIGURA	3.7	–	CICLOS	MOTOR	TÉRMICO	E	REFRIGERAÇÃO	PARA	DEMONSTRAÇÃO	DA	DESIGUALDADE	DE	CLAUSIUS.	........................	17	
FIGURA	3.8	–	SEPARAÇÃO	REAL	X	TEÓRICO	NOS	DIAGRAMAS	T-S	E	P-H.	...............................................................................	18	
FIGURA	3.9	–	GRÁFICO	Ε×NUT,	PARA	UM	TROCADOR	CASCO	E	TUBO	CONTRACORRENTE	(FONTE:	INCROPERA).	.........................	26	
FIGURA	3.10	–	EVAPORADOR	DE	UM	CRO	(FONTE:	HURST).	.............................................................................................	27	
FIGURA	3.11	–	TURBINA	DE	UM	CRO	(FONTE:	POWER	ENGINE).	........................................................................................	28	
FIGURA	3.12	–	RECUPERADOR	(PRÉ-AQUECEDOR)	DE	UM	CRO	(FONTE:	JENSER).	..................................................................	29	
FIGURA	3.13	–	CONDENSADOR	DE	UM	CRO	(FONTE:	JENSER).	..........................................................................................	30	
FIGURA	3.14	–	MOTOR	E	BOMBA	DE	UM	CRO	(FONTE:	JENSER).	.......................................................................................	31	
FIGURA	3.15	–	GERADOR	C.A.	800	KW	E	60HZ	(FONTE:	GLOBAL	POWER).	........................................................................	32	
FIGURA	3.16	–	CICLO	VCC.	.........................................................................................................................................	33	
FIGURA	3.17	–	INÉRCIA	TÉRMICA	DE	UMA	EDIFICAÇÃO	(FONTE:	LAMBERTS,	1997).	...............................................................	39	
FIGURA	3.18	–	TEMPOS	DE	COMPRESSÃO	DO	COMPRESSOR	DIGITAL	SCROLL	(FONTE:	EMERSON,	2010).	...................................	42	
FIGURA	3.19	–	ACIONAMENTO	DA	TECNOLOGIA	DIGITAL	SCROLL	(FONTE:	EMERSON,2010).	...................................................	43	
FIGURA	3.20	–	ESTADOS	DE	ACOPLAMENTO	E	DESACOPLAMENTO	DAS	ESPIRAIS	(FONTE:	EMERSON,	2010).	...............................	44	
FIGURA	3.21	–	VÁLVULA	DE	EXPANSÃO	ELETRÔNICA	(FONTE:	EMERSON,	2010).	...................................................................	46	
FIGURA	3.22	–	MAPA	DO	RECURSO	BASE	GEOTERMAL	UNITÁRIO	DO	ESTADO	DO	RIO	DE	JANEIRO.	.............................................	53	
FIGURA	3.23	–	MAPA	DO	FLUXO	GEOTÉRMICO	DO	ESTADO	DO	RIO	DE	JANEIRO.	....................................................................	54	
FIGURA	3.24	–	MAPA	DO	GRADIENTE	TÉRMICO	DO	ESTADO	DO	RIO	DE	JANEIRO.	...................................................................	54	
FIGURA	3.25	–	DIAGRAMA	ESQUEMÁTICO	DA	COMBINAÇÃO	DOS	CICLOS	PROPOSTOS.	...........................................................	60	
FIGURA	4.1	–	O	CRO	NO	DIAGRAMA	P-H.	......................................................................................................................	70	
FIGURA	4.2	–	DIAGRAMA	DE	MOODY.	...........................................................................................................................	81	
FIGURA	4.3	–	CARACTERÍSTICAS	DA	BOMBA	CENTRIFUGA	DE	ÁGUA	QUENTE	E	SUAS	CURVAS.	.....................................................	84	
FIGURA	4.4	–	CARACTERÍSTICAS	DA	BOMBA	CENTRIFUGA	DE	ÁGUA	FRIA	E	SUAS	CURVAS.	..........................................................	85	
 
 
 
 
 
 
vii 
Índice de Tabelas	
TABELA	3.1	–	CONCEITOS	ASSUMIDOS	PREVIAMENTE.	.........................................................................................................	5	
TABELA	3.2	–	POSSÍVEIS	FLUIDOS	DE	TRABALHO	PARA	UM	CRO	(FONTE:	ADAPTADO	DE	CARLÃO,	2010).	....................................	7	
TABELA	3.3	–	CONDIÇÕES	RECOMENDADAS	PARA	O	VERÃO	(FONTE:	NBR	16401).	...............................................................	37	
TABELA	3.4	–	CONDIÇÕES	RECOMENDADAS	PARA	O	INVERNO	(FONTE:	NBR	16401).	............................................................	38	
TABELA	3.5	–	CONDIÇÕES	CLIMÁTICAS	MÉDIAS	PARA	O	VERÃO	E	INVERNO	PARA	ALGUMAS	CIDADES	(FONTE:	NBR	16401).	..........	38	
TABELA	4.1	–	PARÂMETROS	DE	ENTRADA	DO	CRO.	..........................................................................................................	64	
TABELA	4.2	–	PARÂMETROS	DE	ENTRADA	DO	CRO.	..........................................................................................................	65	
TABELA	4.3	–	PARÂMETROS	PREDEFINIDOS	NO	PROJETO	DOS	TROCADORES.	..........................................................................	70	
TABELA	4.4	–	DADOS	PARA	OS	CÁLCULOS	DE	EXERGIA	DA	ÁGUA	NO	CONDENSADOR	E	EVAPORADOR.	..........................................	72	
TABELA	4.5	–	PARÂMETROS	DO	SISTEMA	DE	BOMBEAMENTO	D´ÁGUA.	.................................................................................	78	
TABELA	4.6	–	PARÂMETROS	DO	SISTEMA	DE	BOMBEAMENTO	D´ÁGUA.	.................................................................................	79	
TABELA	4.7	–	TABELA	DA	CARACTERÍSTICA	DA	BOMBA	CENTRIFUGA.	....................................................................................	84	
TABELA	4.8	–	TABELA	DE	CUSTOS	DE	IMPLEMENTAÇÃO	DE	UMA	USINA	GEOTERMAL	OPERANDO	CRO.	........................................	86	
 
Índice de Quadros 
QUADRO	3.1	–	REGIÃO	SUDESTE	(FONTE:	NBR	16401).	.................................................................................................	37	
QUADRO	4.1	–	PROPRIEDADES	DE	TODOS	OS	PONTOS	DO	CRO.	.........................................................................................	69	
QUADRO	4.2	–	VALORES	APROXIMADOS	DE	K.	................................................................................................................	81	
 
 
Índice de Gráficos 
GRÁFICO	4.1	–	EFICIÊNCIA	TÉRMICA	X	TEMPERATURA	MÁXIMA.	........................................................................................	74	
GRÁFICO	4.2	–	EFICIÊNCIA	TÉRMICA	X	TEMPERATURA	MÁXIMA.	........................................................................................	75	
GRÁFICO	4.3	–	VAZÃO	MÁSSICA	X	TEMPERATURA	MÁXIMA.	..............................................................................................75	
GRÁFICO	4.4	–	VAZÃO	MÁSSICA	X	PRESSÃO	MÁXIMA.	.....................................................................................................	76	
GRÁFICO	4.5	–	EXERGIAS	NAS	SEÇÕES	DO	CRO.	..............................................................................................................	76	
GRÁFICO	4.6	–	PORCENTAGEM	DE	CADA	COMPONENTE	NA	GERAÇÃO	DE	IRREVERSIBILIDADES.	..................................................	77	
GRÁFICO	4.7	-	COMPARATIVO	CUSTO	E	RECEITA	TOTAIS.	....................................................................................................	89	
GRÁFICO	4.8	-	COMPARATIVO	CUSTO	E	RECEITA	ANUAIS.	...................................................................................................	89	
 
 
 
 
 
viii 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
1 
1. Introdução 
 
1.1. Justificativa 
Em face do aumento gradativo do consumo de fontes não renováveis de energia, 
que, além de finitas, contribuem relevantemente para as altas taxas de emissão de 
gases de efeito estufa e tantos outros problemas ambientais. É papel fundamental da 
humanidade criar novos meios de produção energética limpa e eficiente, de forma a 
nos proporcionar uma visão mais esperançosa do futuro. 
As projeções da Agência Internacional de Energia e do IPCC (Intergovernmental 
Panel on Climate Change) mostram que o atual padrão de consumo energético 
(desenfreado e não renovável) nos direciona para um cenário de catástrofes 
ambientais, como, elevação gradual da temperatura global, desertificação e 
derretimento das calotas polares. 
Tendo em vista esses fatos, o presente projeto de pesquisa visou contribuir para 
um mundo mais sustentável, e, para isso, propusemos um projeto de 
dimensionamento de uma usina geotérmica valendo-se do ciclo Rankine orgânico, 
para fornecimento de potência a um sistema de climatização de larga escala, num 
grande hotel. 
 
1.2. O Problema 
Dado uma carga térmica pré-estabelecida, de grande escala, qual a dimensão 
dos equipamentos de um ciclo Rankine orgânico e do sistema de bombeamento de 
água no poço geotérmico que suprem a demanda requisita pelo sistema de 
condicionamento de ar projetado? 
 
 
2 
1.3. Hipótese 
 É viável a implementação de usinas geotérmicas de pequeno porte, operando 
ciclos Rankine orgânicos, a fim de estimular a autogeração de eletricidade em órgãos 
e empresas com demanda energética elevada. 
 
1.4. Objetivo 
Este trabalho teve como objetivo a análise energética e financeira, com o intuito 
de determinar os custos de implementação de uma usina geotérmica operando um 
ciclo Rankine Orgânico, a fim de torná-lo economicamente viável ou, pelo menos, 
introduzir novos conceitos que motivassem o mercado para, futuramente, com o 
avanço da tecnologia, facilitar a implementação de projetos renováveis como o do 
presente estudo. 
 
 
 
3 
2. Revisão Bibliográfica 
 
 
2.1. Ciclo Rankine Orgânico 
Rodríguez, 2014, faz uma análise de opções de geração de energia elétrica a 
partir de fontes geotérmicas no Brasil, incluindo estudos de gradientes de temperatura 
do subsolo brasileiro em diferentes regiões. Segundo ele, uma boa alternativa para a 
produção nacional é a implantação de usinas que operem segundo o Ciclo Rankine 
Orgânico (CRO), que operam com fluidos orgânicos a baixa temperatura (de 80 a 
200ºC, a pressão de referência de 101,3 kPa) e pressões moderadas (de 0,8 a 3 MPa). 
Já Carlão, 2010, analisa termodinamicamente um CRO e demostra que é possível 
obter um rendimento viável em aproveitamento de fontes de baixa temperatura, 
partindo-se do pressuposto que as quedas de pressão ou perdas de calor em 
quaisquer dos equipamentos são desprezíveis. Por sua vez, Quoilin, 2008, na análise 
termodinâmica completa de um CRO, fornece embasamento teórico para os cálculos 
de todos os equipamentos e para o ciclo como um todo, segundo os princípios e leis 
da termodinâmica. Agora, para a escolha do fluido de trabalho, Nouman, 2012, faz um 
estudo comparativo entre os principais fluidos de trabalho utilizados nos CRO’s, 
levando-se em conta características termofísicas, ambientais e de segurança, criando 
uma boa fundamentação para a escolha do melhor fluido, dada as características do 
do Ciclo. 
 
2.2. VCC 
 Creder, 2004, introduz conceitos teóricos e técnicos em instalações de sistema 
de ar condicionado, com elementos relevantes de termodinâmica e transferência de 
 
 
4 
calor, aplicada ao cálculo da carga térmica no Brasil, usando como base a norma 
brasileira 16401. Dessa forma pode-se estimar uma carga térmica em grande escala, 
na cidade do Rio de Janeiro, e selecionar o melhor equipamento disponível no 
mercado, utilizado no projeto. 
 
2.3. Energia Geotérmica 
 Gomes, 2003, em sua dissertação de mestrado, faz uma avaliação dos 
recursos geotermais no estado do Rio de Janeiro, identificando as áreas ou regiões 
de maior interesse para explorações do tipo, levando em conta os gradientes de 
temperatura no subsolo e também os fluxos térmicos em cada região analisada. 
Dessa forma, seu trabalho identifica a faixa litorânea entre Angra dos Reis e Maricá 
como a de melhor condição para aplicação geotérmica, com gradientes de 
temperatura de até 78ºC/Km e fluxos de calor de até 80 mW/m2. 
 
2.4. Sistemas de Bombeamento 
 Potter, 2002, fornece embasamento teórico para sistemas de bombeamento 
em circuitos fechados, com o dimensionamento de bombas levando-se em conta as 
perdas de carga distribuída e localizadas. Dessa forma pode-se levantar as variáveis 
que influenciam na escolha da melhor bomba a atender a solicitação de vazão, bem 
como dimensionar a tubulação e velocidade de escoamento. 
 
 
 
5 
3. Metodologia 
 
3.1. Conceitos Prévios 
Antes de iniciar as análises dos conhecimentos pertinentes ao desenvolvimento 
do presente trabalho, é necessário, antes de mais nada, a definição de hipóteses 
fundamentais que regerão os cálculos e fundamentações teóricas. A tabela 3.1 lista 
os principais pressupostos. 
Tabela 3.1 – Conceitos assumidos previamente. 
Conceitos Prévios 
Regime permanente 
Coleta de dados presentes na literatura, uma vez que 
não é possível a medição experimental 
Ambiente nas CNTP 
Incompressibilidade do líquido 
 
 
 
3.2. O Ciclo Rankine orgânico (CRO) 
 
3.2.1. Fluido de Trabalho 
O ciclo Rankine orgânico (CRO) é uma tecnologia desenvolvida comercialmente 
no início dos anos 70, como uma alternativa ao ciclo a vapor desenvolvido por William 
Rankine (1820 – 1872). Trata-se de um ciclo em que como fluido de trabalho, ao invés 
 
 
6 
de água, utiliza-se um fluido orgânico, tais quais R245, R134a, Tolueno, Heptano, etc. 
Segundo Quoilin et al., 2013, é demonstrado na figura 3.1 um diagrama T-s dos 
principais fluidos de trabalho utilizados em CRO’s. 
Muitos critérios devem ser considerados ao se idealizar um fluido que opere 
ciclos de baixa-média entalpia. Tais fluidos, dentre outras características, precisam 
ser estáveis, não corrosivos, não tóxicos, não inflamáveis e não incrustantes, 
conforme é claro e consensual na literatura. Além disso, o fluido deve possuir um peso 
molecular razoável (acima de 30 unidades de massa atômica) para minimizar a 
velocidade de rotação ou o número de estágios da turbina de forma a permitir taxas 
razoáveis de fluxo de massa e minimizar a sua dimensão (Rodríguez, 2004). 
Para o presente trabalho, o fluido selecionado foi o R245fa, uma vez que 
segundo a literatura pesquisada, esse é o que melhor se adequa a demanda, tanto de 
eficiência quanto de segurança e toxidade de nosso projeto, mas também por se tratar 
de um fluido moderno que não está em processo de substituição por outros de nova 
composição e mais eficientes, e que é usado pela maioria das fabricantes de módulos 
CRO. 
 
Figura 3.1 – Diagrama T-s para diferentes fluidos de trabalho (Fonte: Adaptado de 
Quoilin, 2011).7 
Observe que essa não é a única escolha viável, pode-se fazer um estudo mais 
aprofundado de quais fluidos gerariam melhores resultados para cada condição 
específica de operação, mas esse não é o foco do presente estudo. 
 
Tabela 3.2 – Possíveis fluidos de trabalho para um CRO (Fonte: Adaptado de Carlão, 2010). 
Fluido 
Massa 
Molecular 
(Kg/mol) 
Temperatura 
Crítica (ºC) 
Pressão 
Crítica 
(MPa) 
Potencial para 
Destruição da 
Camada de Ozônio 
(ODP) 
R123 152,93 183,79 3,66 0,02 
R245fa 134,05 157,6 3,64 0 
R601 72,15 196,36 3,36 0 
 
A tabela de propriedades termodinâmicas do R245fa, bem como seu diagrama 
P-h podem ser conferidos nos anexos II e I, respectivamente. 
 
3.2.2. Características do Ciclo 
Foram construídas usinas CRO em uma quantidade significativa nas últimas 
décadas com as mais variadas fontes de calor, como geotérmica, efluentes térmicos 
(rejeitos industriais) e solar. 
O fluído CRO é aquecido de modo indireto, em um evaporador, tendo a 
vantagem de atingir o ponto de saturação em temperaturas mais baixas e a pressões 
moderadas, aumentando a durabilidade e a segurança. Observa-se que o ponto de 
evaporação da maior parte dos fluídos é amplamente superior aos 100°C, temperatura 
de evaporação da água a pressão de referência de 101,3 kPa. 
O CRO se aplica na transformação de calor em temperatura e pressão mais 
 
 
8 
baixas em energia elétrica, e é aplicado em instalações de potência reduzida (50 kW 
a 3 MW), para as quais o uso do ciclo de vapor em alta pressão não é interessante, 
por causa do alto custo de investimento. Nestas aplicações o ciclo de vapor em 
pressão baixa gera rendimentos comparáveis ao do CRO, porém, os custos 
operacionais mais altos e o menor desempenho em carga reduzida do ciclo de vapor 
avantajam esse ciclo alternativo (Quoilin, 2009). 
Nesse ciclo, o funcionamento é basicamente o mesmo de um Rankine a vapor 
d’água, como pode-se observar abaixo: 
 
Figura 3.2 – Esquema dos equipamentos de um CRO. 
 
Conforme Van Wylen et al., 2003, um ciclo Rankine básico pode ser dividido nos 
seguintes processos: 
 
1 – 2: Bombeamento adiabático reversível 
2 – 3: Aquecimento isobárico 
3 – 4: Expansão adiabática reversível 
4 – 1: Rejeição de calor isobárica 
 
 
9 
Segundo estudos da Cogen (Portugal), 2011, em um ciclo de Rankine 
convencional, os rotores da turbina, por girarem a velocidades elevadas, podem sofrer 
erosão nas pás nos espaços de baixa pressão, uma vez que na expansão do vapor 
d’água, mesmo superaquecido, sempre há uma pequena parcela de massa que sofre 
condensação, colocando em risco a integridade dessa parte do equipamento. Já em 
um CRO, por se valer de um fluido orgânico diferenciado, que, além de operar com 
temperaturas e pressões mais baixas, se mantém seco mesmo após a expansão na 
turbina, ou seja, não há condensação nesse equipamento, inexistindo, portanto, a 
referida erosão das pás. As principais vantagens do CRO podem ser conferidas a 
seguir: 
• Elevado rendimento do ciclo termodinâmico 
 
• Rendimento muito elevado da turbina (aprox. 90%) 
 
• Baixa solicitação mecânica da turbina devido a uma baixa velocidade 
periférica do rotor 
 
• Inexistência de erosão nas pás no rotor da turbina 
 
• Operação em baixas temperaturas e pressões 
 
3.2.3. O Ciclo com Regeneração 
Em nosso projeto, utilizaremos uma variante um tanto comum nos ciclos 
Rankine, o chamado ciclo regenerativo. Comparando as configurações do CRO com 
as do ciclo a vapor d’água, Quoilin et al., 2013, relatam algumas inconveniências na 
arquitetura do ciclo. Reaquecimento (por trabalhar, em sua maioria, com fluidos secos) 
e sangramento de turbina não são, geralmente, adequados para um CRO, bastando, 
portanto, apenas um trocador de calor, a ser utilizado para realizar as três fases de 
evaporação: pré-aquecimento, vaporização e superaquecimento (Van Wylen, 2008). 
 
 
10 
Mago et al., 2008, explica que a tecnologia de regeneração se utiliza do calor 
residual após a expansão para pré-aquecer o fluido após o bombeamento, reduzindo 
assim a quantidade de calor necessária para a vaporização do fluido de trabalho no 
evaporador, e, consequentemente, aumentando a eficiência do ciclo. Observa-se que 
na saída da turbina dos ciclos Rankine que o fluido está a uma temperatura ainda um 
pouco elevada. Para que esse calor não seja desperdiçado no condensador, é usual 
incluir um trocador de calor que faça com que esse calor seja aproveitado para um 
pré-aquecimento do fluido entre a bomba e a caldeira, o que é conveniente por dois 
motivos: reduz um pouco a necessidade de injeção de calor na caldeira e também 
reduz a temperatura de entrada no condensador, reduzindo também o fluxo de água 
fria necessária. Com essa pequena alteração podemos aumentar um pouco a 
eficiência do ciclo, por isso optamos por utilizar essa tecnologia em nosso projeto. 
O desenho do comparativo dos ciclos convencionais e regenerativo pode ser 
observado na figura 3.3. 
 
 
Figura 3.3 – Esquema de um CRO simples (esquerda) e um regenerativo (direita). 
 
 
 
11 
3.2.4. Análise da Primeira Lei da Termodinâmica 
 À luz da literatura ampla e difundida, sabemos que a aplicação da primeira lei 
da termodinâmica para volumes de controle em regime permanente obedece a 
seguinte equação: 
 
 &'.). + +,ℎ, = /'.). + +0ℎ0 (3.1) 
 
Ou seja, o somatório do fluxo de calor que atravessa o volume de controle com 
a multiplicação das vazões mássicas e suas respectivas entalpias específicas que o 
adentram, é igual ao somatório dos trabalhos que atravessam o referido volume 
somado às vazões mássicas que saem, multiplicadas pelas suas respectivas entalpias 
específicas. Por convenção é adotado que o fluxo de calor positivo é aquele que entra 
no V.C. e que o trabalho positivo é aquele extraído, ou seja, que sai do V.C. 
Posto isso, podemos aplicar tais conhecimentos a cada componente do ciclo 
regenerativo de forma individual, e assim determinar os parâmetros relevantes ao 
projeto. 
 
Figura 3.4 – CRO regenerativo e seus estados. 
 
 
12 
Realizaremos agora uma análise literal dos processos do ciclo, uma vez que 
os parâmetros pré-determinados do projeto serão discutidos posteriormente. 
Considerando os processos como ideais temos: 
 
Volume de Controle: Bomba 
Estado de Entrada: Estado 1 
Estado de Saída: Estado 2 
Processo: Bombeamento Adiabático Reversível (&'.). = 0) 
Análise de primeira lei: 
 /2 = +(ℎ4 − ℎ6) (3.2) 
 
 
Volume de Controle: Misturador 
Estado de Entrada: Estado 2 e 5 
Estado de Saída: Estado 3 e 6 
Processo: Troca de calor isobárica (&'.). = 0 e /'.). = 0) 
Análise de Primeira Lei: 
 +. (ℎ4 + ℎ8) = +(ℎ9 + ℎ:) (3.3) 
 
 
Volume de Controle: Evaporador 
Estado de Entrada: Estado 3 
Estado de Saída: Estado 4 
Processo: Aquecimento Isobárico (/'.). = 0) 
Análise de Primeira Lei: 
 &; = +(ℎ< − ℎ9) (3.4) 
 
 
 
 
 
 
 
 
13 
Volume de Controle: Turbina 
Estado de Entrada: Estado 4 
Estado de Saída: Estado 5 
Processo: Expansão Adiabática Reversível (&'.). = 0) 
Análise de Primeira Lei: 
 /= = +(ℎ< − ℎ8) (3.5) 
 
 
Volume de Controle: Condensador 
Estado de Entrada: Estado 6 
Estado de Saída: Estado 1 
Processo: Resfriamento Isobárico (/'.). = 0) 
Análise de Primeira Lei: 
 &> = +(ℎ: − ℎ6) (3.6) 
 
 
 
Figura 3.5 – Diagramas T-s e P-h para o CRO regenerativo. 
 
 
 
 
14 
3.2.5. Análise da Segunda Lei da Termodinâmica 
3.2.5.1. Enunciados de Kelvin-Planck e de Clausius 
Num sentido amplo, a segunda lei indica que todos os processos conhecidos 
ocorrem num certo sentido e não no oposto. Ela nos traz os conceitos para a definição 
do sentido permitido para um processo e suas irreversibilidades, nos introduzindo ao 
conceito de eficiência térmica. 
Os enunciados de Kelvin-Planck e de Clausius definem a segunda lei de uma 
forma qualitativa, dando sentido real a ela, são eles: 
 
Kelvin – Planck:é impossível construir um dispositivo que opere num ciclo 
termodinâmico e que não produza outros efeitos além de trabalho e troca de 
calor com um único reservatório térmico. 
 
Observação vinculada à discussão sobre motor térmico, e, com efeito, ele 
estabelece que é impossível construir um motor térmico que opere segundo um ciclo 
que receba uma determinada quantidade de calor de um corpo a alta temperatura e a 
transforme integralmente em trabalho. 
 
Clausius: é impossível construir um dispositivo que opere segundo um ciclo e 
que não produza outros efeitos, além da transferência de calor, de um corpo 
frio para um corpo quente. 
 
Relacionado com refrigerador ou bomba de calor, estabelece que é impossível 
construir um refrigerador que opera sem receber trabalho. 
 
Tais enunciados podem ser melhor compreendidos observando a figura 3.6. 
 
 
15 
 
Figura 3.6 – Enunciados da segunda lei da termodinâmica. 
 
Aqui é demonstrado, além do que já foi descrito, que é impossível criar um 
processo 100% eficiente, ou seja, que transforme todo o calor em trabalho. 
 
3.2.5.2. Irreversibilidade 
Uma vez que é impossível a transformação de 100% de calor em trabalho, o 
próximo passo é entender o mecanismo pelo qual acontecem as perdas de eficiência. 
Para tal entendimento precisamos introduzir o conceito de reversibilidade. 
Um processo reversível é aquele em que se é possível, uma vez ocorrido uma 
transformação cíclica, observar-se o retorno ao estado original sem alteração alguma 
de suas características considerando o conjunto sistema e vizinhança. É evidente que 
na realidade tal processo é impossível, como descrito nos enunciados da segunda lei. 
 
Agora, uma vez que ao menos uma pequena parcela de calor não é 
recuperada, estamos aptos a discutir o conceito de irreversibilidades, que nada mais 
são do que as perdas inerentes a cada processo específico. Os principais fatores que 
tornam um processo irreversível são listados a seguir: 
 
 
 
16 
• Atrito 
• Transferência de calor com diferença finita de temperatura 
• Mistura de substâncias 
 
Podemos dizer finalmente que irreversibilidades são as parcelas do calor 
transformadas de em tipos de energia que não são recuperáveis. 
 
3.2.5.3. Entropia 
 A segunda lei nos dirige ao conceito da propriedade termodinâmica chamada 
de entropia, que está associada diretamente às irreversibilidades. Pois quão maior o 
grau de irreversibilidade de um processo, maior será a geração de entropia. 
 
 Observe que a entropia pode ser gerada tanto pela adição de calor ao processo 
quando pela presença de irreversibilidades, porém ela só pode ser diminuída pela 
retirada de calor. 
 A informação descrita acima nos dá a base para a formulação do conceito da 
desigualdade de Clausius, que fornece a ideia de que em ciclos termodinâmicos que 
operem entre as mesmas fontes térmicas, os trabalhos inseridos ou extraídos do ciclo 
serão diferentes para ciclos reversíveis e irreversíveis, como demonstrado na figura 
3.7. 
 
Para (a), WReversível>WIrreversível 
Para (b), WReversível<WIrreversível 
 
 
 
17 
 
Figura 3.7 – Ciclos motor térmico e refrigeração para demonstração da desigualdade 
de Clausius. 
 
 
Analogamente, para os mesmos ciclos, teremos: 
 
Para (a), QL-Reversível<QL-Irreversível 
Para (b), QH- Reversível<QH-Irreversível 
 
Assim, para todos os ciclos teremos: 
 
 
 
?@
A
≤ C (3.8) 
 
Aplicando para todas as substâncias, a propriedade entropia é obtida por: 
 
 DE =
F&
G H,'
 (3.9) 
 
 
18 
Integrando a Eq. 3.9, definimos a variação de entropia entre dois estados em 
um dado volume de controle: 
 E4 − E6 =
F&
G H,'
4
6
 (3.10) 
 
3.2.5.4. Afastamento Ciclo Ideal x Real 
 Após compreender que inexistem processos ideais, de forma que sempre 
haverá pelo menos uma pequena parcela do calor inserido transformada em energias 
não úteis, um afastamento dos ciclos reais e ideais se faz necessário. 
 Além da geração de entropia, o conceito de perda de carga torna-se também 
relevante à análise dessa diferenciação, uma vez que há perda de carga localizada 
nos trocadores de calor, por volta de 5 - 10 kPa. 
A figura 3.7 demonstra um comparativo para os gráficos P-h e T-s. Note que as 
perdas de carga podem ser observadas nos processos onde há troca de calor, 
respectivamente em 2→4 e 5→1. Da mesma forma a geração de entropia devido a 
irreversibilidades cria um afastamento nos processos de compressão e expansão, 
respectivamente em 1→2 e 4→5. 
 
Figura 3.8 – Separação Real x Teórico nos diagramas T-s e P-h. 
 
 
19 
3.2.5.5. Exergia e Taxa de Geração de Irreversibilidade 
 A exergia ou disponibilidade energética de um sistema termodinâmico, num 
dado estado, é definida como o trabalho máximo que se pode obter levando-se o 
sistema ao estado de equilíbrio com o ambiente, num processo reversível. Num 
processo real (irreversível), há um saldo de trabalho não realizável, que dá uma 
medida da irreversibilidade do processo. Ambos os conceitos serão discutidos a 
seguir. 
 A aplicação da segunda lei da termodinâmica para volumes de controle em 
regime permanente e processos reversíveis resulta em: 
 
I'.). = /'.).H,' −/'.). = GJ +4K4 − +6K6 + +0K0 − +,K, −
&'.).
G;
	
									= GJ ∆E'.). − ∆EN,OP = GJ∆EQíS/H,UQ = GJEV,H 
(3.11) 
 
Onde: 
I'.). = IWWXYXWKZ[Z\ZD]DX	^_	`_\a+X	DX	b_^cW_\X	[ef] 
GJ = GX+hXW]caW]	i+[ZX^cX	 ℃ 
EV,H = k^cW_hZ]	lXW]D]	 ef/em 
 
Note que a irreversibilidade de um processo real é um outro modo de expressar 
o resultado aplicado da segunda lei da termodinâmica, porém em termos de energia 
e não de entropia, bastando multiplicar a taxa de geração de entropia pela temperatura 
ambiente. 
 Temos também da literatura que a disponibilidade específica, mais comumente 
chamada de exergia específica, desprezando-se as energias cinética e potencial, é 
calculada da seguinte forma: 
 
 
20 
 
 n = ℎ − GJK − ℎJ − GJKJ (3.12) 
 
Onde: 
n = XoXWmZ]	XKhXpíqZp]	 ef/em 
Í^DZpX	0	 → kKc]D_K	^]K	b_^DZçõXK	i+[ZX^cXK 
 
Podemos também relacionar a taxa de geração de irreversibilidades com a de 
destruição de exergia. Supondo que existam vários escoamentos entrando e saindo 
do volume de controle em análise, e que também várias transferências de calor 
ocorram de vários reservatórios térmicos em temperaturas distintas, a equação dessa 
taxa em função das exergias é: 
 
 I'.). = +,n, − +0n0 + 1 −
GJ
Gw
&'.).,w − /'.). (3.13) 
 
A taxa de irreversibilidade pode ser compreendida como a taxa de destruição 
de exergia, sendo diretamente proporcional a de geração de entropia no volume de 
controle. 
Observe que ambos os conceitos dependem do estado real de entrada e saída 
do fluido de trabalho, sendo, portanto, mensurável em aplicações experimentais, uma 
vez que é impossível uma previsão teórica com um grau aceitável de certeza. 
 
 
 
21 
3.2.6. Eficiência Térmica e Exergética 
 O rendimento térmico do CRO é definido com base na primeira lei da 
termodinâmica como a divisão entre a potência útil e o calor fornecido ao ciclo. 
 
 y= =
/=zH2O{U −/2PN2U
&)UQ|,OHU
 (3.14) 
 
O valor do rendimento térmico baseado na primeira lei da termodinâmica não 
reflete a capacidade absoluta do CRO em converter a energia da fonte de calor em 
trabalho útil. Como tal, é necessário considerar o rendimento exergético, baseado na 
segunda lei da termodinâmica, que pode avaliar o desempenho do ciclo em relação à 
máquina de Carnot, que representa o rendimento máximo possível de atingir com uma 
máquina térmica. 
O rendimento exergético do sistema para o CRO pode ser dado como: 
 
 y,}V =
~=zH2O{U − ~2PN2U
n, − n0
=
~H,UQ
n, − n0
 (3.15) 
 
Observe que o numerador representa a quantidade de energia convertida em 
trabalho útil, enquanto o denominador representa o diferencial de exergia inserido e 
retirado do ciclo. 
Este é o chamado rendimento exergético racional que não leva em conta aexergia perdida pelo condensador, uma vez que a temperatura que o fluido de trabalho 
se encontra neste componente é bastante próxima da temperatura ambiente e, 
portanto, tem um potencial exergético muito baixo (Carlão, 2010). 
 
 
 
22 
3.2.7. Trocadores de Calor 
 Uma parte fundamental do projeto dos equipamentos de um ciclo Rankine 
orgânico se relaciona com o dimensionamento dos trocadores de calor, para escolher 
um que atenda as demandas de projeto, como a vazão mássica, fluido de trabalho, 
pressão máxima, etc. 
 Porém, apenas a determinação do equipamento não nos diz muito, precisamos 
também determinar os parâmetros de entrada e saída, de acordo com os pontos de 
interesse predeterminados. Utilizaremos para os cálculos o Método da Efetividade – 
NUT, ou mesmo � − ÄÅG. Em que NUT significa Número de Unidades de 
Transferência. 
 
Tal método se mostra muito eficiente quando: 
• Temperaturas de entrada dos fluidos são conhecidas, mas as de saída não. 
• Vazão dos fluidos são conhecidas. 
• Coeficiente global de transferência de calor ou área de troca é conhecida. 
Para a aplicação de tal técnica, precisamos calcular, antes de mais nada, as 
capacidades térmicas dos fluidos quente e frio, conforme as equações 3.16 e 3.17. 
 
 bÇ = +Ç×pÉ,Ç (3.16) 
 
 b) = +)×pÉ,) (3.17) 
 
Onde: 
bÇ = b]h]pZD]DX	GéW+Zp]	D_	Ö\aZD_	&aX^cX 
b) = b]h]pZD]DX	GéW+Zp]	D_	Ö\aZD_	ÖWZ_	
 
 
23 
+Ç = `]Üã_	àáKKZp]	D_	Ö\aZD_	&aX^cX	
+) = `]Üã_	àáKKZp]	D_	Ö\aZD_	ÖWZ_	
pÉ,Ç = b]\_W	kKhXpíqZp_	]	äWXKKã_	b_^Kc]^cX	D_	Ö\aZD_	&aX^cX	
pÉ,) = b]\_W	kKhXpíqZp_	]	äWXKKã_	b_^Kc]^cX	D_	Ö\aZD_	ÖWZ_ 
 
Observação: Como trabalhamos sempre com aquecimento e resfriamento de fluidos, 
é bastante razoável a utilização de valores médios dos calores específicos. 
 
Após determinado os valores de bÇ	X	b), devemos calcular a máxima 
transferência de calor possível, que obviamente ocorre quando o comprimento do 
trocador tende ao infinito (ã → ∞). Tomando por exemplo que bÇ > 	b), temos para 
essa situação que o fluido frio experimentaria a maior variação de temperatura, sendo 
aquecido até a temperatura de entrada do fluido quente, para o caso de um trocador 
contracorrente. Analogamente, para o caso de b) > 	bÇ, o fluido quente sofreria a 
maior variação, sendo resfriado até a temperatura de entrada do fluido frio. Assim, 
podemos equacionar a explicação da seguinte forma: 
 
bÇ > 	b): èNá} = b)(GÇ,, − G),,) (3.18) 
 
b) > 	bÇ: èNá} = bÇ(GÇ,, − G),,) (3.19) 
 
 
Ou seja, para determinar a máxima transferência de calor possível, podemos resumir 
para: 
 
 
 
24 
 èNá} = bNí{(GÇ,, − G),,) (3.20) 
 
Onde: 
èNá} = àáoZ+]	GW]^KqXWê^pZ]	DX	b]\_W	ä_KKíYX\	
GÇ,, = GX+hXW]caW]	D_	Ö\aZD_	&aX^cX	èaX	k^cW] 
G),, = GX+hXW]caW]	D_	Ö\aZD_	ÖWZ_	èaX	k^cW] 
 
Aproveitando o mesmo raciocínio, temos para o valor real de transferência de 
calor, que: 
 
bÇ > 	b): è = b)(G),0 − G),,) (3.21) 
 
b) > 	bÇ: è = bÇ(GÇ,, − GÇ,0) (3.22) 
 
Onde: 
è = GW]^KqXWê^pZ]	DX	b]\_W	ëX]\	
G),0 = GX+hXW]caW]	D_	Ö\aZD_	ÖWZ_	èaX	E]Z 
GÇ,0 = GX+hXW]caW]	D_	Ö\aZD_	&aX^cX	èaX	E]Z 
 
 A efetividade, nada mais é que a relação entre a real transferência de calor e a 
máxima possível. Dessa forma representamos: 
 
 � =
è
èNá}
=
bÇ(GÇ,, − GÇ,0)
bNí{(GÇ,, − G),0)
=
b)(G),0 − G),,)
bNí{(GÇ,, − G),0)
 (3.23) 
 
 
 
25 
 Temos também que a efetividade de um trocador de calor é função do Número 
de Unidades de Transferência e da Razão das Capacidades Térmicas: 
 
 � = q(ÄÅG, bH) (3.24) 
 
Sendo, 
 ÄÅG =
Åi
bNí{
 (3.25) 
 
 bH =
bNí{
bNá}
 (3.26) 
 
Em que: 
Å = b_XqZpZX^cX	l\_[]\	DX	GW]^KqXWê^pZ]	DX	b]\_W	
i = ÁWX]	G_c]\	DX	GW]^KqXWê^pZ]	DX	b]\_W 
 A formulação para o cálculo da efetividade em função do NUT e do Cr, depende 
do tipo do trocador e do arranjo de circulação dos fluidos. Como para o nosso trabalho 
foi escolhido, para os 3 trocadores, o modelo casco e tubo contracorrente, com casco 
único e n passes dos tubos, a formulação que se adequa a tal escolha é: 
 
 �6 = 2 1 + bH + (1 + bH4)6/4×
1 + exp	[−(ÄÅG)6(1 + bH4)6/4
1 − exp	[−(ÄÅG)6(1 + bH4)6/4
ó6
 (3.27) 
 
Ou ainda, 
 (ÄÅG)6 = −(1 + bH4)ó6/4ln	
k − 1
k + 1
 (3.28) 
 
 
 
26 
Onde: 
 k =
2
�6
− (1 − bH)
(1 + bH4)6/4
 (3.29) 
 
Podemos ainda, tendo em posse os valores de �	X	bH, simplesmente jogar os 
valores no gráfico com as curvas já plotadas (figura 3.9), e assim determinar o valor 
do NUT, e com esse podemos determinar ou a área ou o coeficiente global de 
transferência de calor, utilizando a eq. 3.25, bastando apenas fixar um para determinar 
o outro. 
 
 
Figura 3.9 – Gráfico �×ÄÅG, para um trocador casco e tubo contracorrente (Fonte: 
Incropera). 
 
 
3.2.8. Equipamentos 
 Os equipamentos utilizados no projeto serão selecionados de acordo com a 
demanda solicitada pelos parâmetros que os envolvem. Por isso necessitamos antes 
 
 
27 
de mais nada levantar os dados relevantes para então selecionar os equipamentos 
em catálogos de fornecedores. 
Se faz necessário agora uma avaliação individual de cada um dos 
equipamentos, descrevendo sua funcionalidade, sendo que seu dimensionamento 
será determinado na seção dos resultados. 
 
3.2.8.1. Evaporador 
 Trocador de calor do tipo casco e tubo, promove a evaporação do fluido de 
trabalho subresfriado fornecendo calor a ele através de água quente, com uma 
pequena perda de carga em ambos os fluxos. 
A água, que possui maior quantidade de partículas suspensas, deve passar 
pelos tubos, que são de mais fácil limpeza, o fluido orgânico passa pelo casco, de 
limpeza mais complexa. 
O casco é composto de aço carbono, os tubos em aço inox e os espelhos de 
entrada e saída em aço carbono. Troca de calor entre o equipamento e o meio 
ambiente desprezível. 
 
Figura 3.10 – Evaporador de um CRO (Fonte: Hurst). 
 
 
 
28 
3.2.8.2. Turbina 
 Equipamento de expansão, recebe o fluido em sua mais alta temperatura e 
pressão e transforma essa energia em trabalho no eixo. A expansão isentrópica é 
função da temperatura de entrada, assim sendo, quanto maior for o superaquecimento 
do fluido na seção de entrada, maior será a potência no referido eixo. Definimos a 
eficiência isentrópica do equipamento, que é definida como: 
 
 y= =
~H,UQ
~0
=
ℎ, − ℎ0
ℎ, − ℎ00
=
ℎ< − ℎ8
ℎ< − ℎ80
 (3.30) 
 
Dessa forma definimos o valor real da entalpia no ponto 5, bastando apenas definir a 
pressão dentro dos limites definidos pelo fabricante. 
 
 
Figura 3.11 – Turbina de um CRO (Fonte: Power Engine). 
 
ENTRADA FLUDIO ORGÂNICO 
SAÍDA FLUDIO ORGÂNICO 
GERADOR C.A. 
 
 
29 
3.2.8.3. Recuperador 
Trocador de calor do tipo casco e tubo, promove pré-aquecimento do fluido de 
trabalho subresfriado fornecendo calor a ele através do próprio fluido de trabalho em 
estado de vapor superaquecido, captado na seção de descarga da turbina, uma leve 
perda de carga ocorre em ambos os fluxos. 
O fluido em estado de vapor deve passar pelos tubos, enquanto o em estado 
líquido passa pelo casco. 
O casco é composto de aço carbono, os tubos em aço inox e os espelhos de 
entrada e saída em aço carbono. Troca de calor entro o equipamento e o meio 
ambiente desprezível. 
 
Figura 3.12 – Recuperador (pré-aquecedor) de um CRO (Fonte: Jenser). 
 
 
3.2.8.4. Condensador 
Trocador de calor do tipo casco e tubo, promove a condensação do fluido de 
trabalho em estado de vapor superaquecido, removendo seu calor ele através de água 
fria, com uma pequena perda de carga em ambos os fluxos. 
 
 
30 
Da mesma forma que o evaporador, a água, que possui maior quantidade de 
partículas suspensas, deve passar pelos tubos, que são de mais fácil limpeza, o fluido 
orgânico passa pelo casco, de limpeza mais complexa. 
O casco é composto de aço carbono, os tubos em aço inox e os espelhos de 
entrada e saída em aço carbono. Troca de calor entro o equipamento e o meio 
ambiente desprezível. 
 
 
Figura 3.13 – Condensadorde um CRO (Fonte: Jenser). 
 
3.2.8.5. Bomba 
 Turbomáquina utilizada para promover o fluxo e elevar a pressão do fluido de 
trabalho. Seu rotor é uma turbina que fornece energia ao fluido a medida que ele 
escoa por suas palhetas. A potência lhe é fornecida externamente, geralmente por 
meio de motores elétricos ou a diesel, sendo, portanto, negativa na ótica da análise 
térmica do CRO. 
 
 
31 
 Para o ciclo, também podemos calcular a potência requerida pela bomba 
através do volume específico do fluido incompressível, diferencial de pressão e 
eficiência isentrópica, como segue: 
 
 ~2 =
Y(h0 − h,)
y2
 (3.31) 
 
 
 
 
Figura 3.14 – Motor e bomba de um CRO (Fonte: Jenser). 
 
 
3.2.8.6. Gerador de Corrente Alternada 
 Equipamento que converte energia de eixo proveniente da caldeira em energia 
elétrica. Possui eficiências na casa dos 92% para equipamentos de pequeno porte 
como no caso em estudo, sendo mais eficaz quanto maior seu porte, chegando a 98 
a 99% quando na escala dos GW. Não será foco de nossa abordagem, bastando 
apenas conhecer sua eficiência e princípio de funcionamento. 
 
 
32 
 
 
Figura 3.15 – Gerador C.A. 800 KW e 60Hz (Fonte: Global Power). 
 
3.2.9. Parâmetros Pré-Determinados 
 O dimensionamento do CRO e dos sistemas de bombeamento d’água do 
projeto dependem das propriedades dos específicos pontos do ciclo, de acordo com 
a fonte de calor disponível e os fatores limitantes dos equipamentos, como pressão, 
temperatura, taxa de irreversibilidade, etc. Na seção de resultados será estabelecida 
alguns parâmetros previamente determinados, como pressão de operação e 
temperatura da saída do evaporador, dentre outros. É importante frisar que fatores 
relevantes podem também ser fixados para obtenção do resultado de outros que 
estejam em função desses. Tudo isso será novamente abordado e melhor discutido 
na seção próximo capítulo. 
 
3.3. O Ciclo de Compressão de Vapor 
 
3.3.1. O Ciclo 
A refrigeração por compressão é amplamente utilizada em diversas aplicações, 
como em residências, comércios, transportes, etc. Seu principal objetivo, como 
 
 
33 
qualquer sistema de refrigeração, é a retirada de calor de um recinto fechado e o 
transporte para o exterior, produzindo assim o efeito desejado tal como congelamento 
ou resfriamento. 
Sabe-se que para uma substância passar do estado líquido para o estado de 
vapor é necessário fornecer-lhe calor durante certo tempo, até atingir a sua 
temperatura de evaporação. Esse é o princípio básico da refrigeração, ou seja, toda 
substância ao evaporar rouba calor. O fluxo de calor sempre ocorre de uma fonte mais 
quente para uma mais fria, e nunca ao contrário, como rege a 2° lei da termodinâmica. 
Sendo assim, quanto maior for a diferença de temperatura entre essas duas fontes, 
maior será o fluxo de calor. 
 
 
Figura 3.16 – Ciclo VCC. 
 
3.3.2. Os Processos do Ciclo 
 Como demonstrado na figura 3.16, o ciclo VCC pode ser analisado pelos 
processos de cada equipamento, como demonstrado abaixo: 
 
 
34 
 
[1�2]. Ocorre no compressor, sendo um processo adiabático reversível e, portanto, 
isentrópico, como mostra a Figura 3.14. O refrigerante entra no compressor à pressão 
do evaporador (Po) e com título igual a 1 (x = 1). O refrigerante é então comprimido 
até atingir a pressão de condensação (Pc). Ao sair do compressor, está superaquecido 
à temperatura T2, que é maior que a temperatura de condensação Tc. 
 
[2�3]. Ocorre no condensador, sendo um processo de rejeição de calor, do 
refrigerante para o meio de resfriamento, a pressão constante. Neste processo o fluido 
frigorífico é resfriado da temperatura T2 até a temperatura de condensação, Tc. A 
seguir, é condensado até se tornar líquido saturado na temperatura T3, que é igual à 
temperatura Tc. 
[3�4]. Ocorre no dispositivo de expansão, sendo uma expansão irreversível a entalpia 
constante (processo isentálpico), desde a pressão de condensação Pc, e o líquido 
saturado (x = 0), até a pressão de vaporização (Po). Observe que o processo é 
irreversível, portanto, a entropia do refrigerante na saída do dispositivo de expansão 
(s4) será maior que a entropia do refrigerante na sua entrada (s3). 
[4�1]. Ocorre no evaporador, sendo um processo de transferência de calor à pressão 
constante (P0) e, consequentemente, à temperatura constante (T0), desde vapor 
úmido (estado 4) até atingir o estado de vapor saturado seco (x = 1). Observe que o 
calor transferido ao refrigerante no evaporador não modifica a temperatura do 
refrigerante, mas somente muda sua qualidade (título). 
 
 
35 
3.3.3. Fatores Relevantes ao Projeto 
Para o projeto de sistema de condicionamento de ar no Brasil deve-se seguir a 
norma brasileira NBR-6401 (instalações centrais de ar-condicionado para conforto), 
que estabelece as bases fundamentais para elaboração dos projetos e instalações. O 
presente trabalho foi baseado nesta norma; as partes omissas foram adaptadas de 
normas estrangeiras. Baseando-se nelas podemos condicionar o ar para o conforto, 
para um melhor rendimento ou durabilidade de equipamentos. 
3.3.3.1. Propriedades 
Em nosso projeto de sistema de ar condicionado usamos as seguintes propriedades: 
 
• Temperatura de Bulbo Seco – é a temperatura do ar ambiente medido por um 
termômetro comum. 
 
• Temperatura de Bulbo Úmido – é a temperatura do ar ambiente medida com 
um termômetro cujo bulbo de vidro foi coberto com uma malha porosa 
(geralmente algodão) que fica imerso em um recipiente com agua destilada 
mantendo-se úmido devido ao efeito da capilaridade. A redução da temperatura 
de Bulbo Úmido depende do teor de umidade do ar; quanto menor esta última, 
maior o abaixamento. 
 
• Umidade Relativa – a razão entre a quantidade de umidade do ar e a 
quantidade máxima que ele pode conter na mesma temperatura (ar saturado). 
 
• Velocidade – a velocidade do ar no ambiente condicionado influencia 
diretamente no conforto término, para isso sempre deverá seguir as normas 
 
 
36 
técnicas que visam o conforto humano. Lembre-se que a velocidade do ar 
influencia no coeficiente convectivo de forma que quanto maior sua velocidade 
maior a troca de calor. 
 
3.3.3.2. Carga Térmica 
Fatores que influenciam no cálculo da carga térmica variam com ao longo do dia 
e das estações do ano, o ganho de calor que é transmitido para o ambiente é 
principalmente devido às seguintes influências: 
 
• Radiação solar através de superfícies transparentes tais como vidros das 
janelas; 
• Condução de calor através das paredes externas e telhados; 
• Condução pelos vidros 
• Condução de calor através das paredes internas, divisórias, tetos e pisos; 
• Calor gerado dentro do ambiente pelos ocupantes, luzes, equipamentos, 
desenvolvimento de processos ou qualquer outra fonte geradora de calor; 
• Calor proveniente da ventilação e infiltração de ar exterior; 
• Calor gerado por outras fontes. 
 
Lembrando que os ganhos de calor podem ser dos tipos sensível e latente. 
 
Para definirmos o calculo de carga térmica em padrão de conforto de um Hotel 
de 10 andares usaremos a norma NBR 16401, o quadro 3.1 e a tabela 3.3 mostram 
alguns dados de temperatura e umidade relativa ideais para o conforto: 
 
 
 
 
37 
 
 
 
 
 
 
 
Quadro 3.1 – Região Sudeste (Fonte: NBR 16401). 
 
 
 
Tabela 3.3 – Condições recomendadas para o verão (Fonte: NBR 16401).	
Finalidade Local Recomendável Máxima TBS (°C) UR (%) TBS (°C) UR (%) 
Conforto 
Residências 
Hotéis 
Escritórios 
Escolas 
23 a 25 40 a 60 26,5 65 
Acesso 
Halls 
de elevadores 
- - 28 70 
 
 
E a tabela 3.5 mostra os dados requeridos para o conforto no inverno, 
independente da aplicação. 
 
 
Latitude Longitude Altitude P.	Atm. Período TBU TBSmx S TBSmn S
22,90S 43,17W 3m 101,29 84/01 N/D N/D N/D N/D N/D
Mês>Qt Mês>Fr Aquec.
TBS TBUc TBU TBSc TPO W TBSc TBS TPO W TBSc
0,40% 34,0 25,2 26,6 30,8 25,3 20,429,1 99,60% 16,1 11,8 8,6 19,5
!Tmd 1% 32,7 25,0 26,2 30,3 25,0 20,1 28,9 99% 17 12,9 9,3 19,5
6,1 2% 31,8 24,9 25,8 29,9 24,6 19,6 28,4
Freq.	
Anual
Resfriamento	e	desumidificação Baixa	umidade
Freq.	Anual
Umidificação
Fev Jul
RJ	 Rio	de	Janeiro																																			
Santos	Dumont
Extrem.	
Anuais
 
 
38 
Tabela 3.4 – Condições recomendadas para o inverno (Fonte: NBR 16401). 
Condições Recomendadas de Inverno 
TBS (°C) UR (%) 
20 a 22 35 a 65 
É importante quanto definir as temperaturas e condições ideais de conforto no 
inverno e no verão, definidas pelas tabelas 01, 02 e 03, é definir as condições 
climáticas externas, no inverno e no verão. Estas condições são fornecidas pela tabela 
3.6. 
 
Tabela 3.5 – Condições climáticas médias para o verão e inverno para algumas cidades 
(Fonte: NBR 16401). 
Condições Climáticas Médias para o Verão 
Cidades (UF) 
Condições Médias para o Verão Condições Médias para o Inverno 
TBS (°C) TBU (°C) TBS (°C) UR (%) 
Rio de Janeiro (RJ) 35,0 26,5 16,0 78,0 
 
 
O projeto do sistema de ar condicionado de um hotel requer a determinação do 
ganho de calor sensível e latente do ambiente e o ganho de calor total, sensível mais 
latente e do ar exterior usado para ventilação (renovação de ar). 
A soma de todos os ganhos de calor sensível instantâneo, em um determinado 
momento, não é necessariamente igual à carga de calor sensível de resfriamento do 
ambiente para aquele momento. 
A carga latente a ser considerada, entretanto, é essencialmente a carga latente 
instantânea de resfriamento. Há que distinguir, o ganho de calor instantâneo e o 
ganho de calor da estrutura (figura 3.17), ou seja, quando o sol começa a incidir sobre 
 
 
39 
uma parede, não quer dizer que a quantidade de calor ganho pelo ar da sala aumenta 
imediatamente. Para o efeito da insolação se tornar carga de calor do ar, é necessário 
que, primeiramente, a parede se aqueça, e isso leva um certo tempo, dependendo 
das dimensões e composição da parede. Já, por exemplo, o calor transmitido por uma 
pessoa dentro do recinto, para o ar é uma carga, praticamente instantânea. Levanta 
imediatamente a temperatura do ar e a sua umidade. 
Para a energia radiante se transformar em carga sensível do ar, tem antes que 
ser absorvida por uma superfície sólida, que depois cede ao ar por convecção 
(DeMec, UFPR). 
 
 
Figura 3.17 – Inércia térmica de uma edificação (Fonte: Lamberts, 1997). 
 
A determinação da vazão de ar de insuflamento será função do tipo de sistema 
a ser usado. O projeto do sistema prevê volume de ar variável (VAV), ou seja, sua 
vazão de ar total corresponde à carga térmica máxima simultânea, embora esse valor 
seja inferior à soma das vazões de ar necessárias para cada ambiente nas horas de 
pico dos mesmos. 
A determinação da carga térmica de pico ou carga de pico será função do ganho 
de calor através das paredes externas, vidros e telhados. 
 
 
40 
No nosso projeto a edificação irá ficar com uma ou mais faces expostas ao 
exterior apresentam a carga de pico entre 13 h e 18 h. 
Como o foco do nosso trabalho é a viabilização de um CRO para aplicação direta 
em sistemas de refrigeração, o cálculo da carga térmica se torna desnecessário, 
bastando estimá-la em valores de referência de projetos similares. Após uma consulta 
na internet e a profissionais da área, estimamos a carga térmica de nosso hotel fictício 
em 500 TR. 
A partir dessa informação daremos início a apresentação do sistema de 
condicionamento de ar escolhido e na seção dos resultados dimensionaremos a 
potência elétrica consumida pelo VCC como um todo. 
 
3.3.4. Seleção de Equipamento 
 Além do levantamento de carga térmica, o projeto de um sistema de ar 
condicionado deve ser precedido de estudos específicos de viabilidade técnica e 
econômica. 
 Estima-se que, em uma edificação comercial convencional, o sistema de ar 
condicionado é responsável por aproximadamente 50% do consumo total de energia 
elétrica. Portanto, é fundamental usar equipamentos que promovam reduções nos 
custos de energia. 
 Em nosso projeto usaremos o sistema de ar condicionado com expansão direta, 
com a tecnologia VRV (Volume de Refrigerante Variável) que incorpora pelo menos 
um dos métodos de variação da capacidade dos compressores, distribuindo fluido 
refrigerante através de uma rede de tubulação até as unidades evaporadoras, sendo 
capaz de controlar individualmente a temperatura de cada ambiente utilizando rede 
de dados comum de comunicação e automação. 
 
 
41 
 Segundo Zanata, 2008, tal tecnologia foi lançada pelo fabricante de 
equipamentos DAIKIN, em 1982, para, cinco anos mais tarde, tornar-se global e 
promover diversas melhorias, como: comutação eletrônica entre os motores, 
capacidade de modularidade de carga devido a utilização de placas inverter, múltiplos 
compressores, configurações mais versáteis e um complexo sistema de retorno de 
óleo e refrigerante. 
 
3.3.4.1. Características e Funcionamento do sistema VRV 
 O sistema VRV são versões otimizadas de sistemas de Multi-Split sem dutos, 
que nos permite um maior numero de unidades evaporadoras (internas) conectadas 
a unidades condensadoras (externa), sendo capaz de propiciar alguns modos de 
operação como aquecimento e resfriamento simultâneos e recuperação de calor. 
 A sigla VRV refere-se à capacidade de o sistema controlar a quantidade de 
fluido refrigerante que escoa através de cada unidade evaporadora, permitindo a 
utilização de várias evaporadoras de capacidades e configurações diferentes, controle 
individualizado do conforto térmico, o resfriamento e aquecimento simultâneo e a 
recuperação de calor entre uma zona e outra. 
 A capacidade de variar o fluido refrigerante é o centro da tecnologia VRV e nela 
estão os maiores desafios técnicos, bem como a fonte de principais benefícios do 
sistema (Goetzler, 2007). 
 
3.3.4.2. Principais Componentes do sistema VRV 
Compressores 
 Geralmente todos os compressores usados no sistema VRV são da tecnologia 
Scroll associados a alguma forma de modulação de carga do sistema. 
 
 
42 
 Os dois principais componentes dentro do compressor são: mecanismo de 
compressão (conjunto de scrolls) e o motor. 
 Para obter modulação de carga devemos utilizar os compressores em paralelo 
(configuração Tandem), utilizando a tecnologia digital Scroll ou a Tecnologia Inverter. 
 Na tecnologia digital scroll, o conjunto de compressão é modificado, os motores 
não. Enquanto o motor opera a uma velocidade fixa o conjunto de scrolls são 
engatados e desengatados periodicamente. A combinação desses períodos (Fig. 
3.18) gera uma capacidade média que pode ser variada apenas alterando sua 
duração. 
 
 
Figura 3.18 – Tempos de compressão do compressor digital scroll (Fonte: Emerson, 
2010). 
 
 
Observa-se na figura 3.19 o mecanismo realizando o acoplamento e 
desacoplamento do conjunto de Scrolls. Este movimento de subida e descida de umas 
das espirais é obtido pela atuação de uma válvula solenoide normalmente fechada 
que, ao receber um sinal de 220/240 V, se abre liberando a pressão da tubulação que 
se conecta a uma câmara de modulação a admissão do compressor, aumentando a 
 
 
43 
pressão dentro do conjunto de scrolls o suficiente para vencer a força vertical imposta 
pelo conjunto de molas que mantém as duas espirais unidas. 
 
 
Figura 3.19 – Acionamento da tecnologia digital scroll (Fonte: Emerson,2010). 
 
 
 Portanto, a separação do conjunto é pequena, da ordem de milímetros, porém 
suficiente para garantir que não ocorra compressão, mesmo ainda que as espirais 
estejam se movendo na mesma velocidade inicial. 
 Quando aplicado tensão 0V na válvula, esta volta para posição normalmente 
fechada e o conjunto de espirais retorna a sua posiçãooriginal, realizando novamente 
a compressão. Desta forma qualquer demanda de carga pode ser fornecida pelo 
compressor na faixa de 10% a 100%. 
 
 
44 
 
Figura 3.20 – Estados de acoplamento e desacoplamento das espirais (Fonte: Emerson, 
2010). 
 
Unidades Internas (Evaporadoras) 
 As unidades internas (evaporadoras) do sistema VRV, são semelhantes 
àquelas do sistema Split convencional, possuindo serpentina, ventilador, válvula de 
expansão eletrônica e placa eletrônica. O uso das placas eletrônicas possui maior 
complexidade para se integrar ao sistema de automação que permite a comunicação 
com os controladores centrais, sistemas supervisórios e unidades externas. 
As medições de temperatura nas evaporadoras que determinaram a abertura 
e fechamento da válvula de expansão eletrônica, e informam à unidade externa a 
capacidade de refrigeração necessária que os compressores devem fornecer ao 
determinado ambiente. 
 
Unidades Externas (Condensadoras) 
 As unidades externas, ou condensadoras, costumam ser refrigeradas a ar ou 
água, sendo que as unidades a água podem ser usadas em circuito fechado e aberto. 
 O circuito fechado é configurado de forma que um fluido é utilizado como 
intermediário entre a unidade externa e o ar, desta forma a unidade externa, a água, 
 
 
45 
atuará como uma fonte ou rejeição de calor, dependendo da configuração de 
operação do sistema. 
 O circuito aberto tem a água oriunda de uma fonte, como lago ou represa, que 
pode ser utilizado como fonte ou rejeição de calor, desta forma a água utilizada circula 
apenas uma vez no sistema e é posteriormente descartada ou mesmo devolvida a 
sua fonte original. 
 
Sistema de Controle e Automação 
Cada unidade evaporadora pode ser controlada por um termostato digital 
programável, e no caso de várias evaporadoras atendendo o mesmo ambiente, um 
único termostato pode controlar todas as evaporadoras. A maior parte de fabricantes 
de VRV disponibilizam a opção de controladores centrais que permitem controlar o 
sistema como um todo, fazendo a integração com o software supervisionador e 
conexão remota via internet. 
 
Válvula de expansão 
A tecnologia VRV utiliza-se de válvulas de expansão eletrônica. Estes 
componentes podem ser integrados ao sistema de controle, permitindo algumas 
operações do conjunto que seriam impossíveis caso fossem utilizadas válvulas de 
expansão termostática, ou orifícios restritores. 
 
 
 
 
 
 
46 
O modo de funcionamento da válvula é demonstrado na figura 3.21 e se dá 
conforme os seguintes passos: 
 
1. Um termistor é instalado na saída do evaporador; 
2. Uma mudança na temperatura na saída do evaporador altera a sua resistência 
elétrica; 
3. Essa alteração na resistência modula a corrente, que é analisada 
eletronicamente por um circuito que gera um sinal para o posicionamento da 
agulha da válvula. 
 
As principais vantagens das válvulas eletrônicas são: 
 
• Controle mais preciso da temperatura; 
• Controle consistente do superaquecimento; 
• Operam com menores pressões de condensação; 
• Resulta em uma economia de energia de 10%(ou mais). 
 
 
Figura 3.21 – Válvula de expansão eletrônica (Fonte: Emerson, 2010). 
 
 
47 
Separadores de óleo 
 Uma das principais características do sistema VRV é ao manejo do sistema de 
lubrificação e o retorno ativo do óleo, que consiste em uma verificação automática e 
corriqueiro dos níveis de óleo em cada compressor por parte do sistema de 
automação do VRV e em um comando faz com que todas as válvulas de expansão 
se abrem e o compressor opere a uma determinada velocidade, e desta forma o 
refrigerante percorrer no sistema a uma velocidade alta e o arraste faz com que o óleo 
retorne para o compressor. 
 
Fluidos Refrigerantes 
 Atualmente a maioria dos sistemas VRV operam com fluido refrigerante R410a 
substituindo o antigo fluido R22 e vale ressaltar que o fluido R410a opera em faixas 
de trabalho cerca de 60% maiores e questões associadas a vazamentos tornam-se 
mais criticas, pois em intervalos de tempo o volume de refrigerante que vaza é maior. 
 
3.3.5. Demanda de Potência Elétrica 
 Após a definição da carga térmica e da tecnologia do equipamento utilizado, a 
potência solicitada pelo conjunto dos equipamentos dos equipamentos é obtida 
através de softwares das empresas fabricantes, em que se entra com os valores 
requisitados de projeto, como temperatura ambiente, umidade relativa, carga térmica 
e as outras supracitadas. 
 
 
 
 
 
48 
3.4. Energia Geotérmica 
 
3.4.1. Definição e História 
Energia geotérmica ou energia geotermal é aquela obtida a partir do calor 
proveniente da Terra, mais precisamente, do seu interior. Devido à necessidade de 
se obter energia elétrica de uma maneira mais limpa e de melhor qualidade, foi 
desenvolvido um modo de aproveitar esse calor para a geração de eletricidade. 
As primeiras evidências de aquecimento geotérmico direto vêm de Pompéia, 
Itália, onde a água de fontes termais aquecia parte das construções. Outros locais do 
do mundo – principalmente aqueles com fontes térmicas próximas à superfície, 
aproveitavam o calor oriundo da terra. Contudo, nada se desenvolvia a partir desses 
poços. Na Islândia, uma nova tentativa de produção energia geotérmica em larga 
escala começou em 1928. Novos poços de águas termais foram perfurados, e uma 
escola veio a ser a primeira edificação a usar o calor geotérmico, em 1930. 
No Brasil essa fonte de calor ainda não é aproveitada em escala, e seu potencial 
ainda é objeto de estudos no país. Porém, no Rio de Janeiro, há mais estudos e 
medições do potencial geotérmico do nosso subsolo, e é com base nesses estudos 
que determinamos a região a ser explorada e a profundidade aproximada da 
perfuração necessária para o projeto. 
 
3.4.2. Classificação dos Recursos Geotermais 
 As fontes geotermais podem ser exploradas para os mais diversos fins, de 
acordo as características de cada região. Cada poço, dependendo da profundidade e 
de sua classificação, pode extrair energia geotérmica e empregá-la de acordo com os 
recursos recuperáveis por ele fornecidos. Para uma melhor compreensão do assunto, 
 
 
49 
é listado os tipos de fontes geotérmicas e as classificaremos quanto a suas entalpias. 
 Em uma primeira análise, precisamos classificar os recursos de acordo com a 
temperatura de sua fonte extratora, segundo Hochstein (1990), tais recursos podem 
ser subdivididos em de baixa, média e alta entalpia, que são proporcionais a 
temperatura do fluido que escoam pela região em estudo, conforme descrito abaixo: 
 
• Baixa Entalpia – São considerados fontes de baixa entalpia, aquelas que as 
temperaturas são inferiores a 125ºC (T<125ºC). 
 
• Média Entalpia – São consideras fontes de média entalpia, aquelas que as 
temperaturas figuram entre 125 e 225ºC (125ºC<T<225ºC). 
 
• Alta Entalpia – São consideras fontes de alta entalpia, aquelas que as 
temperaturas são superiores a 225ºC (T>225ºC). 
 
O Brasil possui fontes abundante de baixa e média entalpia em profundidades 
de até 3 km. As fontes de alta entalpia não são raras, mas se encontram em 
profundidades ainda inviáveis para exploração comercial com as tecnologias atuais. 
 
 
Uma vez definido a classificação quanto à entalpia das fontes, é necessário agora 
classificá-las quanto à morfologia do solo em questão e, consequentemente, à 
tecnologia empregada na exploração: 
 
• Rocha Seca Quente – São as fontes em que não há fluido escoando, uma 
 
 
50 
vez que as rochas nesse sítio são impermeáveis. Porém por estarem a 
elevadas temperaturas, pode-se perfurá-las e injetar fluidos que roubam seu 
calor e o transportam de volta a superfície para o aproveitamento específico 
de cada tecnologia empregada. 
 
• Rocha Úmida Quente – São as fontes em que há quantidades significativas 
de fluido aquecido permeando