1. REAPROVEITAMENTO DE CALOR RESIDUAL EM PLANTA DE
PRODUÇÃO DE BIOCOMBUSTÍVEL ATRAVÉS DE
REFRIGERADOR DE ABSORÇÃO PARA AUMENTAR A
EFICIÊNCIA GLOBAL
Emerson Dillay1, Luciana Cristina dos Santos Martinho2, José Viriato Coelho Vargas3, Raevon Pulliam4,
André Bellin Mariano5
1
Engenheiro Mecânico, M.Sc., Doutorando PIPE – NPDEAS, UFPR, Curitiba, PR, – emerson197212@hotmail.com
2
Engenheira Química, M.Sc., Doutorando PGMEC – NPDEAS, UFPR, Curitiba, PR, – lcsmartinho@gmail.com
3
Engenheiro Mecânico, PhD; Departamento de Engenharia Mecânica, UFPR, Curitiba, PR, – jvargas@demec.ufpr.br
4
Engenheira Mecânica, M.Sc.., Doutoranda PIPE – NPDEAS, UFPR, Curitiba, PR, – raevonpulliam@gmail.com
5
Farmacêutico Bioquímico–Industrial, D.Sc., NPDEAS, UFPR, Curitiba, PR, Brasil – andrebmariano@gmail.com
RESUMO
Tendo em vista a possibilidade de se aumentar a eficiência energética de sistemas térmicos com a utilização
de calores residuais existente em um processo qualquer, foi proposto o desenvolvimento de refrigeradores de
absorção que possam funcionar com combustíveis ou com o reaproveitamento de gases de exaustão. As
máquinas de refrigeração por absorção funcionam com um par de fluídos, um é o refrigerante e o outro o
absorvedor. Para o protótipo desenvolvido, denominado RANILKO, foi utilizado o par amônia/água
(NH3/H2O) por ser o mais comum e barato, além de atingir baixas temperaturas. A proposta inicial da
construção do equipamento foi em projetar um com uma capacidade de refrigeração de 1 TR no Laboratório
de Máquinas Hidráulicas da UFPR. O projeto também foi auxiliado pelo software EES com biblioteca de
propriedades dos fluídos utilizados. Após todas as transformações físicas terem sido caracterizadas, os
componentes foram dimensionados por relações termodinâmicas, de transferência de calor e dinâmica de
fluídos. O protótipo construído desta forma atingiu uma capacidade frigorífica de 2,32 TR superando a
expectativa inicial de capacidade de refrigeração. O grande diferencial no desenvolvimento deste
equipamento foi a criação de um trocador de calor que permitisse o uso simultâneo de calor residual e GLP
ou gás natural.
Palavras chave: refrigeração por absorção, eficiência energética global, amônia.
ABSTRACT
Reuse of residual heat in a biofuel production plant through the use of an absorption cooler to increase
global efficiency. Considering the possibility of increasing the energy efficiency of thermal systems with the
use of waste heat present in any process, the development of absorption chillers that can operate on fuel or
recycling of exhaust gases were proposed. The absorption refrigeration machines operate with a pair of
fluids, a refrigerant and an absorber. For the prototype, called RANILKO, ammonia (NH3) was used a the
refrigerant and water (H2O) was used as the absorber. This pair was selected because they are inexpensive,
common, and can achieve low temperatures. The initial construction of the equipment was designed with a
cooling capacity of 1 TR in the Laboratory of Hydraulic Machines, UFPR. The project was also aided by the
ESS software library with the properties of fluids used. After all physical transformations had been
characterized, the components were scaled by thermodynamic relations: heat transfer and fluid dynamics.
The prototype built in this way achieved a cooling capacity of 2.32 TR, exceeding the initial expectation of 1
TR cooling capacity. The biggest difference in the development of this equipment was the creation of a heat
exchanger that allows the simultaneous use of waste heat and LPG or natural gas.
Keywords: absorption refrigeration, global energy efficiency, ammonia.
INTRODUÇÃO
Diminuir o aquecimento global e encontrar substitutos para o uso dos combustíveis fósseis são
prioridades na preservação ambiental. Uma das alternativas consiste no uso de fontes renováveis de energia
como os biocombustíveis. Entretanto, a produção de biocombustíveis não deve ocorrer à custa da redução da
produção de alimentos, portanto, esforços devem ser feitos para diminuir a dependência de terras cultiváveis
para a produção de matéria prima, e uma escolha inteligente tendo em vista, a alta produtividade de óleo em
comparação as plantas, consiste no uso de microalgas. Dentro desta proposta inovadora, foi criado o Núcleo
de Pesquisa e Desenvolvimento em Energia Auto–Sustentável – NPDEAS que tem como foco a construção

2. de um prédio auto–sustentável em energia a partir do uso de biocombustível obtido do óleo extraído de
microalgas. A Figura 1 ilustra o funcionamento deste núcleo de pesquisa.
Como pode ser observado na Figura 1, calor residual da queima de biocombustível na caldeira e no
trigerador será utilizado para produzir a climatização do prédio utilizando um refrigerador por absorção. Esta
situação representa uma forma inteligente de se aproveitar energia disponível num processo. Então, para este
fim será utilizado um protótipo que funciona usando como fluídos de trabalho, água e amônia desenvolvido
no Laboratório de Máquinas Hidráulicas da UFPR.
O protótipo construído é formado por dois fluídos, um absorvedor (água) e um refrigerante
(amônia). A amônia ao passar pelos processos de condensação e evaporação produz um efeito de trocas
térmicas onde fornece e recebe calor, respectivamente. A Figura 2 ilustra de forma bem simples um sistema
de refrigeração por absorção. O ciclo completo de uma máquina de absorção começa no evaporador onde o
fluído na fase líquida passa para a fase vapor absorvendo calor do meio a ser refrigerado. Este vapor é então
levado por tubulação ao absorvedor onde o vapor é exposto à solução com baixa concentração de
refrigerante, ou solução pobre, pela qual é absorvido criando uma solução com alta concentração,
denominada solução rica, sob a condição de baixa pressão. A solução rica tem aí a sua pressão elevada por
bombeamento. A bomba absorve aproximadamente 2% da energia mecânica necessária ao acionamento de
um sistema por compressão de vapor equivalente. A solução rica é destilada para separar o vapor de fluído
refrigerante da solução que se torna pobre e mantém–se a alta pressão no gerador. A solução pobre retorna ao
absorvedor por meio de uma válvula redutora de pressão. Na seqüência, o vapor de refrigerante a alta
pressão, isento de absorvente, é encaminhado ao condensador. É possível observar que neste processo há um
trocador de calor que permite troca térmica da solução rica a caminho do gerador com a solução pobre em
direção ao absorvedor (POHLMAN, 1979).
Os sistemas de refrigeração por absorção que usam água e amônia são utilizados desde o final do
século XIX para produção de gelo antes da tecnologia do ciclo de compressão de vapor (ABREU, 1999).
Esta máquina utiliza a amônia como fluído refrigerante. A vantagem do uso da amônia é a baixa temperatura
de refrigeração que se pode alcançar que fica próxima a –77ºC. A função da água é absorver o vapor de
amônia e assim manter a pressão baixa no evaporador. As máquinas comercialmente disponíveis tem
capacidade entre 3 e 25 TR (10 a 90 kW). O coeficiente de performance (COP) fica tipicamente em torno de
0,5. Este tipo de equipamento sofreu declínio no uso com o advento da tecnologia de compressão que
trabalha com coeficientes de performance (COP) na casa de 5, ou seja, dez vezes mais eficiente que a
máquina de absorção (SRESNEWSKY, 1983). Contudo, a questão da destruição da camada de ozônio pelos
refrigerantes sintéticos (CFC), o custo da energia elétrica, os incentivos ao uso do gás natural como
combustível e a possibilidade do aumento da eficiência global dos sistemas térmicos estão, novamente,
trazendo as máquinas de absorção ao foco do mercado.
MATERIAIS E MÉTODOS
As principais etapas na confecção do protótipo de absorção, nomeado de RANILKO, foram a
construção de infra–estrutura de testes, análise de componentes de mercado, dimensionamento e construção
do protótipo da máquina de refrigeração por absorção de simples estágio. A infra–estrutura foi construída no
laboratório de máquinas hidráulicas da UFPR e é constituída de sistema de água para resfriamento de
condensadores e outro como carga térmica para evaporadores. Esses sistemas são mostrados na Figura 3.
Os aparatos foram projetados com base em equipamentos de mercado e posteriormente fabricados
posteriormente. A idéia inicial do projeto era construir uma máquina 1 TR. As primeiras tentativas foram em
se construir a máquina com base em um equipamento da empresa italiana Robur. Tentativa que não teve
sucesso, pois, em função do grande número de regenerações de calor desse conceito, o controle de fluxos
requereria ajustes bastante precisos, conseqüentemente com alta demanda de tempo experimental. Em função
disso, optou–se por um sistema com um único sistema regenerativo, isto é, o trocador de calor recuperador
intermediário, posicionado entre o conjunto gerador/retificador e o absorvedor.
O trabalho de cálculo do ciclo termodinâmico foi auxiliado pelo software EES – Enginering
Equation Solver da empresa F–Chat Software. A função básica deste programa é prover solução numérica
para equações algébricas não lineares e equações diferenciais. Ele também possui uma biblioteca interna com
propriedades termodinâmicas de transporte de vários fluidos e misturas, inclusive, o par de fluídos água e
amônia.
Com o uso do EES, foi avaliada a relação entre alguns parâmetros importantes do projeto. A idéia é
manter a capacidade de refrigeração fixa em 22 kW como um valor arbitrário que é equivalente a 6,25 TR e
variar alguns parâmetros que influenciam diretamente no COP visando analisar a sensibilidade do sistema.
Os parâmetros escolhidos foram: a temperatura do gerador, a vazão mássica e potência da bomba.

3. FAN COIL
FRIO
Refrigerador por Absorção-RANILKO
CALDEIRA
NPDEAS CLIMATIZAÇÃO CO2
VAPOR
CALOR
DIESEL
AR
* TRIGERADOR
INÓCULO AR
*
SALA DE CULTIVO DE
COMPRESSOR
MICROALGAS AR +
CO2 ELETRICIDADE
10 m3
BIODIESEL
NPDEAS
RESERVATÓRIO DE ÁGUA DE
MEIO DE CULTIVO LAVAGEM
ÁGUA DA
GLICEROL
REDE
10 m3 5 m3
RESERVATÓRIO PREPARO DO CLARIFICADO
TANQUES DE CULTIVO PRODUÇÃO DE
DE ÁGUA MEIO DE CULTIVO FLOCULADOR
BIODIESEL
RESÍDUOS CO-PRODUTOS
INSUMOS R$
U.V.
FILTROS OPERAÇÕES
BIOMASSA UNITÁRIAS ÓLEO
Figura 1 – Fluxograma de funcionamento do NPDEAS
Figure 1 – Flowchart of operation of NPDEAS
A temperatura dentro do gerador é um dos parâmetros mais importantes do projeto, pois em última
instância, é limitada pelo tipo de fonte de calor usada para acionar o sistema. Um queimador de gás de chama
direta vai conseguir facilmente altas temperaturas, contudo, o reaproveitamento de água quente, por exemplo,
vai limitar em muito este parâmetro. A Figura 4 (a) mostra que o equipamento terá um COP na faixa de 0,55
a 0,6 para temperaturas de gerador entre 110 oC até aproximadamente 200 oC. Abaixo disto o COP cai para
0,35 apenas com a temperatura do gerador em 90 oC. Ainda, na Figura 4 (b) fica demonstrado que para a
mesma temperatura de gerador, o calor necessário aumenta na ordem de 100 %, passando da faixa de 35 – 38
kW para quase 60 kW.
Figura 2 – Esquema de um sistema de refrigeração por absorção
Figure 2 – Schematic of absorption refrigeration system

4. (A) (B)
Figura 3 – (A) bomba de captação de água de resfriamento de condensador, absorvedor e retificador de uma
cisterna de 50 m3; (B) sistema de água com 25 % de etileno–glicol para carga térmica de evaporador.
Figure 3 – (A) capture pump cooling water condenser, rectifier and absorber of a tank of 50 m3; (B) Water
system with 25% ethylene glycol for heat load of evaporator.
O outro equipamento que necessita de entrada de energia para funcionar na máquina é a bomba de
mistura. Ela também é muito influenciada pela temperatura do gerador. Com o gerador trabalhando da faixa
de 110 – 200 oC, Figura 5 (a) e (b), a vazão mássica necessária é de 0,01 a 0,15 kg/s enquanto que com a
temperatura do gerador abaixo de 110 oC a vazão necessária passa a 1,15. Ou seja, uma vazão quase 10 vezes
maior. Em termos de potência de bombeamento acontece a mesma coisa. A potência passa da faixa 0,1 – 0,4
para até 2,55 kW. Portanto é fundamental uma temperatura de gerador na ordem de no mínimo 120 oC para
se obter uma boa eficiência energética.
(a) (b)
Figura 4 – (a) Influência da temperatura do gerador no coeficiente de performance (COP) e (b) na potência
térmica absorvida no gerador
Figure 4 – (a) Influence of temperature on the generator coefficient of performance (COP) and (b) absorbed
in the thermal generator
(a) (b)
Figura 5 – Influência da temperatura do gerador na (a) vazão mássica da bomba e (b) na potência da bomba
Figure 5 – Influence of temperature in the generator (a) mass flow rate of the pump and (b) the pump power
O primeiro componente a ser dimensionado foi o Gerador/Retificador (HEROLD, 1996). A Figura 6
mostra uma vista frontal do desenho mecânico. O dimensionamento foi feito com base na configuração
clássica de gerador/retificador para sistemas de absorção. O retificador é uma serpentina em cujo interior
circula água de resfriamento com a finalidade de provocar a condensação da água residual do vapor de NH 3.

5. No gerador, na parte externa das aletas existe uma armadura para conduzir os gases quentes provenientes de
um queimador ou de alguma fonte de calor residual mostrado na Figura 7. Neste componente encontra–se o
diferencial do projeto. Este sistema de aletas e armadura constitui um trocador de calor para aproveitamento
de gases de exaustão de qualquer fonte como, por exemplo, motores, turbinas e micro–turbinas.
A equação que define o gerador é:
Qg  msi hsi  maohao  mso hso (1)
Onde: Qg é calor absorvido pelo gerador, msi é massa solução forte que entra no gerador, hsi é a entalpia da
água que entra no gerador, mao é massa do vapor de amônia que sai do gerador, hao é a entalpia do vapor de
amônia que sai do gerador, mso é massa da solução fraca que sai do gerador e hso é a entalpia da solução fraca
que sai do gerador;
Todos os componentes que interagem termicamente na máquina de absorção podem ser
considerados trocadores. Assim, para o condensador, evaporador, absorvedor, regenerador ou gerador, é
usada a equação (2) (BEJAN, 1994). Com isso, é possível avaliar o tamanho das superfícies de troca térmica.
Q  UATm (2)
Onde: Q é a quantidade de calor trocado, U é o coeficiente global de troca térmica, A é área da superfície de
troca térmica e, ΔTm é a diferença de temperatura logarítmica média entre os fluídos (HOLMAN, 1987).
Figura 6 – Gerador Retificador
Figure 6 – Generator Rectifier
Figura 7 – Trocador de calor regenerador para aproveitamento de gases quentes
Figure 7 – Regenerative heat exchanger for recovery of hot gases

6. O vapor de amônia que deixa o gerador passa por um pequeno trocador de calor, chamado
retificador ou resfriador de refluxo, com o objetivo de causar um pequeno resfriamento no fluxo de vapor de
amônia e assim fazer qualquer excesso de vapor de água condensar e retornar para o gerador. Houve
dificuldade de se obter informações teóricas a respeito do dimensionamento do retificador. Optou–se por usar
um trocador de calor com área similar a um trocador de um equipamento desmontado usado no estudo. A
superfície determinada foi de 0,3 m2. Como não foi feito um cálculo exato, foi instalada uma válvula manual
para possibilitar a regulagem da vazão do fluído de resfriamento, no caso, solução forte.
O corpo do gerador é cilíndrico sendo que a parte mais importante é a superfície aletada pela qual o
gerador é aquecido por um queimador de GLP ou gases quentes de exaustão de motores de combustão
interna.
O número de aletas foi determinado pela limitação geométrica do gerador. Este número foi
maximizado para se consegui a maior transferência de calor possível. Foram instaladas 60 aletas anelares
com diâmetro externo de 30 cm.
A partir do retificador, o fluxo de vapor purificado segue para o condensador onde é resfriado e
volta à fase líquida. Numa máquina de 5 TR o fluxo de amônia deve ser de 0,014 Kg/s considerando–se um
ΔH aproximado de 1000 kJ/kg no evaporador. Este fluxo entra no condensador numa temperatura medida em
outros equipamentos similares na faixa de 110ºC. Com esses dados e a equação (3) chega–se a um trocador
com área de troca térmica de 1,5 m2.
h h
COP  2 1 (3)
hc  ha
onde, h1 é a entalpia da amônia na entrada do evaporador, h2 é a entalpia da amônia na saída do evaporador,
ha é a entalpia da mistura na saída do absorvedor e hc é a entalpia da mistura H2O/NH3 na fase líquida somada
com a entalpia da NH3 vapor.
A amônia condensada segue para o evaporador. A temperatura de entrada é de –2 ºC após a válvula
de expansão. A temperatura de saída do evaporador é de 15 ºC conforme medição em equipamento similar.
Com esses dados e a equação (3) chega–se a um trocador com área de troca térmica de 3,0 m2.
As tubulações e válvulas são todas de diâmetro nominal de ½’’e Schedule 40 ASTM–A53. Este
padrão de tubulação atende plenamente às exigências de pressão e temperatura quando soldadas. Caso
fossem usadas conexões de rosca, o tubo utilizado deveria ser Schedule 80.
Ocorre no absorvedor, Figura 8, a transferência de um fluxo de vapor, no caso amônia, para dentro
de um absorvente, no caso água. O fenômeno é similar à condensação no sentido que existe uma fase líquida,
mas, com o detalhe que já existe uma fase líquida na entrada do absorvedor. A reação de absorção é uma
reação exotérmica. Pela Primeira Lei da Termodinâmica, temos:
Qa  mwi hwi  maihai  msohso (4)
onde Qa é calor rejeitado pelo absorvedor, mwi é massa de água que entra no absorvedor, hwi é a entalpia da
água que entra no absorvedor, mai é massa do vapor de amônia que entra no absorvedor, hai é a entalpia do
vapor de amônia que entra no absorvedor, mso é massa da solução forte que sai do absorvedor hso é a entalpia
da solução forte que sai do absorvedor.
Por comparação à literatura, estimou–se que mso é aproximadamente 0,1 kg/s para uma máquina de 5
TR de capacidade. As entalpias foram levantadas também na literatura. Conhecendo–se Qa e as temperaturas
foi feito o cálculo de transferência de calor e determinada área da superfície de troca térmica do trocador de
calor. A equação (3) básica dos trocadores de calor foi utilizada neste calculo chegando–se ao valor de área
de superfície de troca térmica de 1,4 m2 para o absorvedor.
Figura 8 – Projeto do absorvedor Figura 9 – Bomba de solução NH3 – H2O
Figure 8– Absorber design Figure 9 – NH3 – H2O solution pump

7. Para movimentar o fluído de trabalho, isto é, solução NH3 – H2O optou–se por uma bomba
centrífuga multi–estágio da marca Schneider, Figura 9. Esta é uma bomba monobloco capaz de atingir uma
diferença de pressão de até 20 bar. Devido ao ataque químico, todos os componentes são de ferro fundido,
aço ou alumínio.
As duas válvulas de expansão ou redutoras de pressão, conforme mostram as figuras 10 (a) e (b),
foram projetadas com base nos diferenciais de pressão e vazões desejadas para o sistema, de acordo com
princípios de Mecânica dos Fluidos e Transferência de Calor. Assim, foi calculado o orifício desejado para a
passagem de fluido nas duas válvulas. Foram adquiridas válvulas de agulha comuns e retrabalhadas para que
a rosca de fechamento proporcionasse uma taxa de variação da área de abertura do orifício reduzida. Isso
permitiu o ajuste fino da área de passagem de fluido para permitir encontrar experimentalmente o ponto de
máxima performance do sistema.
(a) (b)
Figura 10 – (a) Válvula de expansão de NH3 com gelo durante o funcionamento e (b) válvula redutora de
pressão de solução NH3–H2O
Figure 10 – (a) Expansion valve for NH3 with ice during operation and (b) pressure reducing valve of NH3-
H2O solution
RESULTADOS
O dimensionamento dos componentes principais do equipamento, bem como a disposição física no
projeto final, Figura 11, geram uma série de desafios. Cada componente tem características de funcionamento
distintas. As reações físicas e químicas que ocorrem no seu interior são complexas e não podem ser estudadas
de maneira simples. Temos vários fenômenos ocorrendo simultaneamente. Por exemplo, transferência de
momento, transferência de calor e difusão simultâneos no absorvedor. Isto também acontece no gerador,
onde existe fluxo de vapor de dois fluídos, condensação parcial do fluxo e ainda um contra–fluxo de água
que gera difusão. Um dimensionamento mais exato só pode ser feito com auxilio de simulação
computacional.
Figura 11 – Primeiro protótipo funcional construído
Figure 11– First working prototype built
As fotos a seguir mostram aspectos do sistema em operação que caracterizam o seu funcionamento
na real produção de frio. Inicialmente, nas Figuras 12 e 13, mostram pontos do sistema em operação onde é
observada a formação de gelo proveniente da condensação do vapor d’água do ar externo nas partes externas
das tubulações por onde flui o refrigerante a mistura de fluido resfriado, devido às temperaturas de até –5 oC
atingidas nos testes.

8. Figura 12 – Saída de vapor de NH3 do evaporador
Figure 12 – NH3 vapor output of evaporator
Figura 13 – Bomba de circulação e tubulações de fluido resfriado
Figure 13 – Circulation pump and piping fluid cooled
DISCUSSÃO E CONCLUSÃO
A Figura 14 mostra as telas do aplicativo LabView concebido para o sistema de controle e
automação do sistema de refrigeração. As temperaturas nos pontos de interesse do sistema foram adquiridas
em tempo real (LabVIEW, 2007).
Inicialmente observa–se que, em duas horas de operação, o sistema de absorção foi capaz de trazer
250 litros de fluido resfriado (75 % de água e 25 % etileno–glicol) da temperatura de 22 oC até –5,6 oC. No
entanto, com esse teste apenas, não é possível se determinar com precisão potência de refrigeração do
sistema, o que foi feito em teste específico apresentado a seguir.
Para a determinação da potência de refrigeração, a caixa de fluido resfriado foi substituída pela água
de uma cisterna de 50.000 litros existente no laboratório. Assim, a temperatura de entrada da água no
evaporador permanece constante durante todo o teste, sendo que a temperatura da água de saída do
evaporador atinge um valor de regime permanente após algum tempo de funcionamento. A diferença de
temperatura resultante, juntamente com o conhecimento do valor da vazão mássica de água e do calor
específico da água, permite o cálculo do calor retirado da mesma e, conseqüentemente determina de forma
precisa a potência de refrigeração do sistema.
O cálculo é feito a partir da equação da primeira lei da Termodinâmica aplicada ao evaporador do
sistema, em regime permanente (5):
  
Qevaporador  máguacágua Tágua,entrada  Tágua,saída
 (5)
Os dados coletados no teste foram:
Tabela 1– Dados coletados no teste
Table 1 – Data collected in test
mágua(kg/s) Cágua(kJ/kg) Tágua entrada(oC) Tágua saída(oC) Qevaporador(TR)
0,666 4,18 21,25 18,32 2,322
A potência de refrigeração de 2,322 TR obtida com o primeiro protótipo (RANILKO) ficou acima
do valor previsto originalmente pelo projeto que era de 1 TR apenas.

9. Figura 14 – Tela do aplicativo LabView que caracteriza o sistema de absorção
Figure 14 – LabView application screen that caracterizes the absorption system
Com o desenvolvimento deste trabalho pode–se concluir que a construção do RANILKO é uma boa
opção, uma vez que sistemas de grande potência são desnecessários para aplicações cotidianas. Além disso,
podem atingir custos elevados, tornando sua comercialização restrita a grandes empresas, como a York nos
EUA que fabrica sistemas de absorção a partir de 100 TR.
O RANILKO consiste em um trabalho pioneiro aqui no Brasil, indicando um produto totalmente
nacional que permite refrigerar através do aproveitamento de calor residual e queima de gás natural,
pequenos ambientes.
Este equipamento está prestes a ser instalado nas dependências do NPDEAS localizado na UFPR
(Figura 1), com o objetivo de aproveitar o calor residual da queima de biocombustíveis e produzir a
refrigeração de salas do prédio.
AGRADECIMENTOS
À Nilko Metalúrgica Ltda pelo apoio técnico e financeiro, à Finep e ao PRH24 pelo apoio
financeiro, ao Engenheiro Mecânico Ericson Dilay, M.Sc. pelo apoio na construção do protótipo e também
ao Engenheiro de Bioprocessos Wellington Balmant, M.Sc. pela calibração do equipamento.
REFERÊNCIAS
ABREU, A. F., Sistema de refrigeração por absorção intermitente: concepção, dimensionamento, construção,
ensaio e considerações econômicas, Tese de Doutorado apresentada ao Programa Interunidades de Pós–
graduação em Energia – PIPGE/USP, São Paulo, SP, 1999.
BEJAN, A., Heat Transfer, John Wiley & Sons, New York, 1994.
HEROLD, K. E., RADERMACHER, R., KLEIN, S. A., Absorption Chillers and Heat Pumps, 1ª Edição,
Boca Raton, CRC Press, Inc, 1996.

10. DORGAN, C. B., LEIGHT, S. P., DORGAN, C. E., Application Guide for Absorption Cooling/Refrigeration
Using Recovered Heat, American Society of Heating, Refrigerating and Air–conditioning Engineers
(ASHRAE), 1995.
HOLMAN, J. P., Transferência de Calor, McGraw–Hill, São Paulo, 1987.
LabVIEW 8.5, User Manual, National IntrumentsTM, LabVIEW Help, August, 370234G–01, 2007.
POHLMAN, W., Manual de técnica frigorífica, Ed. Omega, Barcelona, 1979.
SRESNEWSKY, S. F. G. B., Estudo de ciclos de refrigeração por absorção quanto a sua aplicação e fonte
energética, Escola Politécnica/USP, São Paulo, SP, 1983.