CENTRO FEDERAL DE EDUCAÇÃO TECNOLÓGICA DO PARANÁ UNIDADE DE CURITIBA
DEPARTAMENTO ACADÊMICO DE MECÂNICA PROJETO DE FINAL DE CURSO II
APROVEITAMENTO DA CAPACIDADE TÉRMICA DE
TROCADORES DE CALOR
LEVANTAMENTO E UTILIZAÇÃO DA CAPACIDADE TÉRMICA
DISPONÍVEL EM VAPORIZADORES DE NITROGÊNIO
CURITIBA 09 - 2004
CLAITON SATORU HAYASHI CLAUDINEI GARCIA BUZINARO
APROVEITAMENTO DA CAPACIDADE TÉRMICA DE
TROCADORES DE CALOR
LEVANTAMENTO E UTILIZAÇÃO DA CAPACIDADE TÉRMICA
DISPONÍVEL EM VAPORIZADORES DE NITROGÊNIO
Projeto apresentado à disciplina de Projeto de Final de Curso 2, como requisito parcial à obtenção do grau de Engenheiro Mecânico, do Curso de Engenharia Industrial Mecânica, da Unidade de Curitiba, do CEFET-PR.
Orientador: Prof. Luciano Fernando dos
Santos Rossi, Dr.
CURITIBA 09 - 2004
ENCAMINHAMENTO
Venho, por meio desta, encaminhar o trabalho da disciplina Projeto Final de Curso intitulado “Aproveitamento de Capacidade Térmica de Vaporizadores de Nitrogênio” realizado pelos discentes Claiton Satoru Haiashi e Claudinei Garcia Buzinaro como requisito parcial à obtenção do grau de Engenheiro Mecânico, do Curso de Engenharia Industrial Mecânica, da Unidade de Curitiba, do CEFET-PR.
Orientador: Prof. Luciano Fernando dos Santos Rossi, Dr.
LACIT/DAMEC, CEFET-PR
TERMO DE APROVAÇÃO
CLAITON SATORU HAYASHI CLAUDINEI GARCIA BUZINARO
APROVEITAMENTO DA CAPACIDADE TÉRMICA DE
TROCADORES DE CALOR
LEVANTAMENTO E UTILIZAÇÃO DA CAPACIDADE TÉRMICA
DISPONÍVEL EM VAPORIZADORES DE NITROGÊNIO
Projeto apresentado à disciplina de Projeto de Final de Curso II, como requisito parcial à obtenção do grau de Engenheiro Mecânico, do Curso de Engenharia Industrial Mecânica, da Unidade de Curitiba, do CEFET-PR.
Orientador: Prof. Luciano Fernando dos Santos Rossi, Dr.
RESUMO
Com o objetivo de recuperação de calor de um vaporizador de N2, foi realizado o estudo da capacidade térmica do vaporizador para as condições atuais de funcionamento. Após, foi analisado de que forma poderia ser aproveitada essa capacidade térmica.
Para a configuração proposta para o aproveitamento da quantidade de calor foi determinada a efetividade do trocador de calor para a avaliação da possibilidade de utilização. A partir disso, determinaram-se quais eram as possibilidades de aplicação dentro da fábrica do potencial de resfriamento.
Então, foram levantadas todas as cargas térmicas do local escolhido com o objetivo de verificar se as cargas térmicas do local eram compatíveis com a capacidade térmica disponível no vaporizador de nitrogênio.
Para a avaliação da viabilidade de implementação do sistema proposto neste estudo, foram realizadas cotações do sistema e para sistemas alternativos, como a utilização de ar condicionado de parede ou MULTSPLIT para o atendimento da necessidade de resfriamento do local.
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 – Dados Coletados...24
Tabela 2 – Perda de Carga no Duto ...41
Tabela 3 – Perda de Carga Distribuída ...42
Tabela 4 – Perda de Carga de Redução de Área ...43
Tabela 5 – Custos dos Produtos e Serviços de Instalação ...44
LISTA DE FIGURAS
Figura 1 – Vaporizador de Nitrogênio...8
Figura 2 – Representação Tridimensional do Vaporizador de Nitrogênio ...8
Figura 3 – Representação em Perspectiva do Vaporizador de Nitrogênio...9
Figura 4 – Balanços Globais de Energia num Trocador de Calor...17
Figura 5 – Representação esquemática do Ambiente. ...22
Figura 6 – Diagrama de Temperatura vs Entropia para o N2. ...30
Figura 7 – Configuração Esquemática do Trocador de Calor. ...32
Figura 8 – Representação do Trocador de Calor...36
Figura 9 – Lay Out do Local em Estudo para Aplicação do Projeto ...37
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS
ASHRAE - American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Inc
MULTSPLIT - Sistema de refrigeração com unidade evaporadora Dry-Wall - Gesso acartonado
TC - Trocador de Calor
TBS - Temperatura de bulbo seco TBU - Temperatura de bulbo úmido
LISTA DE SÍMBOLOS
AT - Área total de troca térmica, W
A0 - Área descoberta da superfície externa de um tubo aletado, ft2 ax - Área de secção reta de uma aleta, ft2
- Difusidade térmica, m2 / s b - Altura de uma aleta, ft
- Coeficiente de expansão térmica, K-1 C - Taxa de capacidade térmica, W / K
Cmín - Taxa mínima de capacidade térmica, W / K cp - Calor específico, J / kg K
D - Diâmetro externo d - Diâmetro interno - Efetividade
rad - Emissividade, W / m2
F - Fator de correção da média logarítmica FCR - Fator de carga térmica de refrigeração FR - Fator do reator
u - Fator de utilização Gs - Vazão mássica, lb / h ft2
g - Aceleração da gravidade, m / s2
h - Coeficiente de transferência de calor por convecção, W / m2 K ; Entalpia kJ / kg
hrad - Coeficiente de transferência de calor por radiação, W / m2 K hf - Entalpia de líquido saturado, kJ / kg
hf - Coeficiente de transferência de calor por convecção para o lado externo de um tubo, W / m2 K hf0 - Coeficiente de transferência de calor por convecção para o lado externo de um tubo aletado, W / m2 K jf - Fator de Colburn
k - Condutividade térmica, W / m K - Vazão mássica, kg / s
N - Número de lâmpadas Nf - Número de aletas por tubo
NuD - Número de Nusselt
NUT - Número de unidades de transferência P - Perímetro de uma aleta, ft
Pr - Número de Prandtl p1 - Pressão, Pa
psat - Pressão de saturação, Pa
q - Taxa de transferência de calor, W qd - Potência dissipada, W
ql - Calor latente, W qs - Calor sensível, W qt - Carga térmica total, W Ra - Número de Rayleigh Re - Número de Reynolds T - Temperatura, K
Te - Temperatura na entrada, K Ts - Temperatura na Saída; K Tsup - Temperatura de superfície, K Tviz - Temperatura de vizinhança, K T - Temperatura de corrente livre, K
Tml - Média logarítmica das diferença de temperaturas, K U - Coeficiente global de Transferência de calor, W / m2 K - Viscosidade dinâmica, lb / ft h
fw - Viscosidade dinâmica para a temperatura de parede da aleta, lb / ft h
- Densidade, kg / m2
- Constante de Stefan-Boltzmann - Umidade Relativa, %
vf - Volume específico de líquido saturado, m3 / kg
SUMÁRIO
RESUMO LISTA DE TABELAS LISTA DE FIGURAS LISTA DE SÍMBOLOS SUMÁRIO 1 INTRODUÇÃO ...7 1.1 Objetivos Gerais ...9 2 REVISÃO DA LITERATURA...10 3 METODOLOGIA...133.1 Levantamento de Capacidade Térmica...13
3.2 Determinação da Aplicação ...14
3.3 Confinamento do Vaporizador ...14
3.4 Levantamento de Cargas Térmicas...14
3.5 Avaliação do Custo ...15
3.6 Comparativo de Custo ...15
4 FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA ...16
4.1 Trocadores de Calor...16
4.2 Levantamento de Cargas Térmicas...18
4.2.1 Cargas Térmicas de Iluminação...19
4.2.2 Cargas Térmicas Devido a Pessoas ...19
4.2.3 Cargas Térmicas de Infiltração ...20
4.2.4 Cargas Térmicas Devido a Paredes e Forro...21
4.3 Determinação da Condição de Insuflamento ...21
4.4 Dimensionamento de Dutos de Ar...22
5 RESULTADOS ...24
5.1 Levantamento de Capacidade Térmica...24
5.1.1 Determinação da Temperatura do Nitrogênio ...24
5.1.2 Determinação da Quantidade de Calor...28
5.1.3 Cálculo da Efetividade do TC...31
5.1.4 Cálculo da Vazão de Ar a Ser Resfriada...35
5.2 Determinação da Aplicação ...36
5.2.1 Levantamento de Cargas Térmicas Produzidas Por Lâmpadas ...37
5.2.2 Levantamento de Carga Térmica Produzida por Pessoas ...38
5.2.4 Levantamento de Cargas Térmicas para Equipamentos...38
5.2.5 Levantamento de Cargas Térmicas por Infiltração ...39
5.2.6 Total de Cargas Térmicas do Local em Estudo ...39
5.3 Determinação da Condição de Insuflamento ...39
5.4 Dimensionamento das Bocas de Insuflamento ...40
5.5 Dimensionamento dos Dutos...40
5.5.1 Cálculo da Perda de Carga ...42
5.6 Seleção do Ventilador ...43
5.7 Avaliação do Custo ...44
5.8 Comparativo de Custo ...44
6 CONCLUSÃO...46
Capítulo 1 Introdução 7
1 INTRODUÇÃO
A utilização de recursos disponíveis em uma empresa para aumentar a eficiência de sistemas envolvidos nos processos de redução de custos de produção, é algo de interesse por parte das gerências. Um projeto que visa atender a melhoria das condições de trabalho, temperatura do ambiente de trabalho, e cujo retorno é praticamente inexistente pode provocar uma certa resistência, por parte da empresa, em conseguir financiamento para sua implantação. Porém, sabe-se que a política que vem sendo adotada por algumas empresas é a de investimentos no que diz respeito à saúde de seus funcionários, uma vez que um funcionário saudável produz mais e com maior qualidade, sem mencionar o custo de um funcionário impossibilitado de trabalhar.
Atualmente, na empresa Denso do Brasil Ltda, são utilizados dois trocadores de calor (TC) para a vaporização do nitrogênio antes que seja utilizado nos fornos de
brasagem. Entretanto, existem dois vaporizadores adicionais que operam em revezamento com o vaporizador de maior capacidade devido à formação de gelo em suas aletas, o que reduz a eficiência de troca de calor com o ambiente.
Na Figura 1, observa-se que os trocadores de calor mencionados como vaporizadores de nitrogênio, são trocadores de calor por convecção natural e, que devido à formação de gelo nas aletas a solução atual foi a de utilizar dois vaporizadores operando em revezamento (ficou muito parecido com o parágrafo anterior). No terceiro vaporizador não ocorre a formação de gelo e o que é possível observar é que esse trocador de calor trabalha com uma pressão maior (comparada a qual?) e que a utilização de nitrogênio que passa por ele é menor (comparado com o que?).
Capítulo 1 Introdução 8
Formação de Gelo nas Aletas do TC
Figura 1 – Vaporizador de Nitrogênio (foto retirada com permissão da Denso do Brasil Ltda.).
Aleta
Tubo do TC
Figura 2 – Representação Tridimensional do Vaporizador de Nitrogênio, Vista Superior.
Os vaporizadores de Nitrogênio que iremos estudar são constituídos de oito aletas para cada passe do tubo, como mostrado na Figura 2., acima, com aletas de aproximadamente 50 mm de largura, 2 mm de espessura e altura aletada do tubo de 4 m.
Capítulo 1 Introdução 9
Figura 3 – Representação em Perspectiva do Vaporizador de Nitrogênio. 1.1 Objetivos Gerais
O intuito deste trabalho é aproveitar a capacidade térmica de vaporizadores de nitrogênio, que hoje são aplicados apenas para vaporizar o nitrogênio que sai dos reservatórios, para que esse possa ser utilizado nos fornos de brasagem dentro da empresa. Esses vaporizadores absorvem energia térmica durante o processo de vaporização de nitrogênio e, é esse potencial térmico que se deseja empregar para o resfriamento de alguma área, ou equipamento, dentro da empresa, onde a temperatura esteja fora de padrões que satisfaçam o conforto térmico para os funcionários, ou para o funcionamento de um equipamento. Talvez não seja possível alcançar a temperatura de conforto térmico para os funcionários apenas com a capacidade térmica dos vaporizadores instalados, mesmo assim, o objetivo será o
de amenizar ao máximo a temperatura do local estabelecido sempre objetivando o conforto térmico para o funcionário.
Capítulo 2 Revisão da Literatura 10
2 REVISÃO DA LITERATURA
O aproveitamento de energia, ou recuperação, é algo de interesse nas indústrias após estudos que comprovem sua viabilidade. Ainda que o interesse econômico seja o principal fator na decisão de utilizar técnicas que objetivem esse aproveitamento ou, a eficiência energética nos processos produtivos em indústrias, existem outros aspectos que podem ser considerados na avaliação de viabilidade. Uma das formas está fundamentada em aspectos ecológicos. Quando aproveitamos melhor a energia, ou utilizamos a recuperação, temos um consumo de energia mais eficiente e, portanto, reduzem-se os impactos ambientais com a não necessidade de aumento na produção de fontes de energia.
Um exemplo disso pode ser observado no artigo ENERGY RECOVERY AND PLUME REDUCTION FROM AN INDUSTRIAL SPRAY DRYING UNIT USING NA ABSORPTION HEAT TRANSFORMER (J. S. Currie and C. L. PRITCHARD; 1994)
(basta citar Currie, J. S. and Pritchard, C. L., 1994). Nele é apresentado um estudo de recuperação de calor numa indústria química e redução do nível de vapores liberados para a atmosfera, utilizando um absorvedor de calor de dois estágios.
O principal recurso utilizado nas indústrias, tanto na produção de bens como serviços, utiliza energia. Por isso, as indústrias devem sempre buscar formas para melhorar seus processos de modo a produzir a mesma quantidade ou mais com cada vez menos energia. O esgotamento energético é algo que preocupa e, que deve ser tratado com a importância necessária. A análise exergética é uma ferramenta poderosa para analisar, avaliar, projetar e otimizar sistemas e processos.
Lloyd Connelly e Catherine P. Koshland (2001), apresentam analiticamente, através de estudo exergético, um índice de esgotamento de recursos, introduzindo dois modelos generalizados de uso de recurso que incorporam a escolha entre extração de recurso natural e materiais reciclados. Discute, ainda, três indicadores em seu artigo: fração do ciclo de exergia; eficiência exergética; e a taxa de renovação da exergia.
Capítulo 2 Revisão da Literatura 11
Zhaolin Gu et al. (2004), estudou o aproveitamento do calor liberado de sistemas de condicionamento de ar para o aquecimento de água para o uso doméstico. Em seu estudo ele apresenta que, geralmente, a temperatura da água canalizada está entre 15 e 20ºC, sendo que por outro lado a temperatura da águas disponíveis nos sistemas de condicionamento de ar está entre 35 e 40ºC, que segundo ele é a temperatura normal para uso doméstico no verão para lavagem e banhos.
Outro exemplo de estudo de recuperação de calor de sistemas de acondicionamento de ar, encontra-se em Kaushik, S. C. and Singh, M. (1994) no artigo FEASIBILITY AND DESIGN STUDIES FOR HEAT RECOVERY FROM A REFRIGERATION SYSTEM WITH A CANOPUS HEAT EXCHANGER(S. C. KAUSHIK and M. SINGH; 1994) (pode tirar este texto em rosa). Uma questão importante levantada pelos autores desse estudo é relacionada ao nível baixo de qualidade dessa energia recuperada, o que dificulta encontrar aplicações onde podem ser empregadas. Como o próprio título diz, os autores somente apresentaram
um estudo de recuperação de calor através da utilização de um trocador de calor ligado ao condensador do sistema de refrigeração. O objetivo da adição do trocador de calor era a de recuperar o calor do vapor superaquecido de descarga para incrementar a temperatura de um fluído, que poderia ser a água.
Atualmente, grandes quantidades de energia são desperdiçadas devido ao uso ineficiente. O nível de eficiência na utilização de energia está diretamente ligado à capacidade das pessoas em recuperar a energia perdida ou desperdiçada em processos e equipamentos ineficientes.
A cogeração também é um dos métodos utilizados para recuperar energia, focado na recuperação de calor nas indústrias para a geração de energia elétrica e térmica a partir de um único combustível. Os gases quentes da combustão podem ser empregados para acionar uma turbina e gerar energia elétrica ou para o aquecimento de água.
Há exemplos de cogeração com motores diesel, que combinados a um sistema de recuperação de calor, podem ser utilizados para o aquecimento e o
Capítulo 3 Metodologia 13
3 METODOLOGIA
O principal objetivo deste trabalho é o levantamento da capacidade térmica dos vaporizadores com o intuito de aplicar este potencial de resfriamento para uma determinada utilização que exija resfriamento dentro da empresa, seja ela o
resfriamento de um ambiente de trabalho ou de um equipamento, considerando o total de carga disponível e o total de carga térmica produzido pelo ambiente em que se deseja aplicar este potencial de resfriamento.
3.1 Levantamento de Capacidade Térmica
Para o levantamento da capacidade térmica dos vaporizadores, inicialmente foi necessário realizar medições das propriedades do nitrogênio na entrada do trocador de calor: temperatura, pressão e vazão volumétrica. Considerando que a temperatura de saída do nitrogênio do trocador de calor pode ser qualquer valor necessário, não exercendo influência no processo de brasagem nos fornos onde o N2 é utilizado, o valor da temperatura de saída do nitrogênio foi um adotado de forma a se obter uma maior capacidade térmica.
Considerando que não foi possível a medição direta da temperatura do nitrogênio na entrada do trocador de calor, por isso, foi realizada a medição da temperatura indiretamente, ou seja, através da obtenção da temperatura externa do tubo, da temperatura ambiente, dados sobre a tubulação e a vazão de nitrogênio e, então foram realizados cálculos para a determinação da temperatura do nitrogênio,
baseado nos cálculos de transferência de calor através da tubulação.
Para isso, existem várias literaturas que poderiam ter sido utilizadas, pois a determinação da temperatura foi obtida através de um circuito térmico envolvendo transferência de calor por convecção, condução e também radiação.
Através da temperatura de entrada do nitrogênio e sua pressão, foi possível saber que o N2 apresentava-se na condição de líquido subresfriado (líquido comprimido).
A determinação da entalpia foi realizada a partir de gráficos termodinâmicos apropriados para o nitrogênio.
Capítulo 3 Metodologia 14
3.2 Determinação da Aplicação
Para a determinação do local ou equipamento a ser resfriado com a capacidade térmica disponível dos vaporizadores, foi feita uma análise do galpão da fábrica, de sua configuração de máquinas e postos de trabalho, uma análise de equipamentos e de temperaturas em vários pontos dentro do galpão.
A escolha do local a ser resfriado, foi realizada em concordância com o potencial de resfriamento calculado do vaporizador de N2 e com a carga térmica total levantada para o local escolhido.
3.3 Confinamento do Vaporizador
Uma etapa também realizada, após a determinação da capacidade térmica dos vaporizadores de nitrogênio foi a d escolha do tipo e do número de cascos para o vaporizador, de forma a ter um TC eficiente.
Conforme os dados levantados para a temperatura do N2 na entrada e na saída do TC, já era possível afirmar que qualquer tipo de casco a ser adotado para o vaporizador o tornaria eficiente, por isso, as determinações do tipo de casco e a
forma do escoamento do ar no TC foram determinadas levando em consideração, aspectos construtivos. Também foram considerados aspectos, como a posição de saída para insuflamento, para reduzir o número de obstáculos e curvas na tubulação. Outro fator considerado foi a de haver condensação de vapor dentro do TC, por isso, a configuração adotada foi aquela onde a entrada do ar é realizada pela parte inferior do TC e a saída pela parte superior num TC de casco único.
3.4 Levantamento de Cargas Térmicas
Para o levantamento de cargas térmicas foi seguida a recomendação da literatura em que constam os fatores que devem ser considerados para o levantamento de cargas térmicas em um ambiente. Para determinar a carga térmica total dos locais escolhidos, foi inicialmente necessário fazer uma coleta de dados, como: temperaturas do local; quantidade de lâmpadas utilizadas no local e suas respectivas potências; o número de pessoas que trabalham no local e o tipo de atividade que exercem; a área total do local escolhido e suas características relativas
Capítulo 3 Metodologia 15
Após ter levantado todos os dados necessários e conhecendo-se as normas de
climatização de ambientes, em que se defini temperaturas externas que devem ser seguidas e a taxa mínima de renovação de ar por pessoa, mínimo de 27 m3/h pessoa (Portaria Nº 3.523 de 28 de Agosto de 1998), foi possível determinar-se
efetivamente qual seria a área a ser resfriada.
3.5 Avaliação do Custo
Para avaliar o custo de implementação do sistema de resfriamento para o local escolhido, foram realizadas cotações dos componentes do sistema junto a empresas locais. Foi realizada apenas uma cotação para cada componente, sendo que na cotação de cada item foi incluído transporte e serviço de instalação.
3.6 Comparativo de Custo
Para fazer a análise comparativa de custos, foram primeiramente avaliadas as soluções usuais encontradas no mercado. Foram selecionados dois sistemas para serem comparados: um sistema de baixo custo inicial e fácil instalação (ar condicionado de parede) e um sistema com melhor distribuição de ar (sistema com dutos de ar e multsplit).
Capítulo 5 Problemática 16
4 FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
4.1 Trocadores de CalorOs trocadores de calor são equipamentos que realizam a transferência de calor entre dois fluidos: um fluido quente e um fluido frio. Os trocadores de calor são tipicamente classificados quanto à configuração do escoamento e o tipo de construção (Incropera, F. & DeWitt, D., 1996), ou ainda, podemos ter trocadores de calor compactos, uma classe especial em que se têm altos valores de área de troca térmica por unidade de volume (maiores do que 700 m2/m3 ).
Para a análise de trocadores de calor existem dois métodos bastante empregados:
O Método da diferença média logarítmica de temperatura; e O Método da efetividade.
Quando são conhecidas as temperaturas de alimentação dos fluídos e pelo menos uma das temperaturas de saída, o uso do método da diferença média logarítmica das temperatura é mais indicado para o projeto de um trocador de calor. No entanto, quando somente as temperaturas de entrada dos fluídos são conhecidas o uso desse método exigiria um processo iterativo, por isso, o uso do método da efetividade neste caso, é mais indicado, para a avaliação do trocador de calor (Incropera, F. & Dewitt, D., 1996).
Uma etapa essencial na análise de trocadores de calor é a da determinação do coeficiente global de transferência de calor, a qual envolve certas imprecisões devido à sua complexidade. A complexidade na determinação do coeficiente global em trocadores de calor é devida a fatores como: formação de incrustações, à deposição de impurezas dos fluídos, à adição de aletas, etc.
Para análises de trocadores de calor é desejável saber-se as temperaturas na entrada e na saída dos fluídos, o coeficiente global de transferência de calor e a área de troca térmica. Para isso, relacionam-se essas variáveis com a taxa de transferência de calor através de balanços globais de energia nos fluídos.
Capítulo 5 Problemática 17
Figura 4 – Balanços Globais de Energia num Trocador de Calor, Onde não Ocorre Mudança de Fases.
Realizando um balanço global de energia no sistema acima, obtêm-se: ml
T
UA
q
(1)onde:
q – é a taxa total de transferência de calor, [W];
U – é o coeficiente global de transferência de calor, [W/m2K] A – é a área de troca térmica, [m2];
Tml– é a média logarítmica das diferenças de temperatura, [k] expressa por: 1 2 1 2 ln T T T T Tml (2) onde:
T1 e T2 representam as diferenças de temperatura nos terminais de entrada e de saída do trocador de calor, entre os fluídos quente e frio.
Para análises ou projetos de trocadores de calor com múltiplos passes, utiliza-se esta mesma formulação, mas inutiliza-sere-utiliza-se um fator de correção F na Eq. (1).
Os trocadores de calor são classificados pela configuração do escoamento e pelo tipo de construção. Com isso, existe uma grande quantidade de variações encontradas na literatura para cada tipo de aplicação específica. Pode-se ter trocadores: em escoamento paralelo, em contra corrente, com escoamento cruzado; trocadores de casco e tubos com um ou mais passes; com tubos aletados; etc. Para isso geralmente usa-se o fator de correção F encontrado em gráficos específicos na literatura para cada tipo de trocador de calor (Incropera, F. & DeWitt, D., 1996).
Capítulo 5 Problemática 18
O método da efetividade utiliza a razão entre a taxa de transferência de calor num trocador e a taxa máxima de transferência de calor
máx
q
q
(3)e um parâmetro adimensional NUT, definido pela expressão
mín
C
UA
NUT
(4)Onde Cmín é o menor valor para C obtido para os fluídos quentes e frios, em
que C pode ser dado pelo produto da vazão mássica pelo calor específico do fluído.
p
c
m
C
(5)Como para o uso do método da diferença média logarítmica de temperaturas temos o fator F geralmente encontrado na literatura, para esse método o parâmetro NUT também é relacionado à efetividade através de gráficos específicos da literatura, para cada tipo de trocador de calor (Incropera, F. & DeWITT, D., 1996).
No caso de trocadores compactos, são utilizadas outras formulações para a sua análise e projeto, pois para esta classe de trocadores algumas variáveis a mais devem ser consideradas como o coeficiente de atrito e o número de Reynolds, entre outros.
4.2 Levantamento de Cargas Térmicas
No projeto de sistemas de climatização de ambientes, são realizadas análises das cargas térmicas produzidas. Para essa análise, são considerados vários fatores:
Cargas térmicas devido à presença depessoas; Cargas térmicas de iluminação;
Cargas térmicas de infiltração;
Cargas térmicas devido às paredes e forros; Cargas térmicas de máquinas e equipamentos.
Capítulo 5 Problemática 19
4.2.1 Cargas Térmicas de Iluminação
A quantidade de calor dissipada pelas lâmpadas depende de sua potência e do tipo de conexão elétrica utilizado. A parcela de calor liberado pelas lâmpadas na forma de radiação não representa uma carga instantânea do sistema de resfriamento. A energia radiante proveniente das lâmpadas é inicialmente absorvida pelas paredes, pisos e mobílias do recinto, elevando a temperatura desses componentes a uma taxa que depende de sua massa.
Á medida que a temperatura superficial aumenta, o calor trocado por convecção com o ar ambiente também é aumentado, passando a constituir uma carga do sistema de ar condicionado. Assim, em virtude da massa dos componentes que absorvem a radiação proveniente das lâmpadas, ocorre um retardamento entre o instante de acionamento das luzes e a liberação da energia por elas dissipada para o sistema. Na estimativa da carga térmica produzida pelas lâmpadas os aspectos acima relatados devem ser incluídos, resultando a seguinte equação:
q = (potência) (f)(Fr)(FCR) (6)
A Tabela 4-6 do livro Refrigeração e Ar Condicionado (Stoecker, Wilbert F., p.79,1985) fornece valores do fator de carga térmica de refrigeração para dois tipos comuns de conexões elétricas, para lâmpadas operando por 10 e 16 h/dia.
4.2.2 Cargas Térmicas Devido a Pessoas
A mesma tabela citada acima (Stoecker, Wilbert F., p.79, 1985) apresenta a carga térmica proveniente dos ocupantes em função de sua atividade. A principal incerteza nessa estimativa consiste no número de ocupantes. Como uma parte do calor liberado pelos ocupantes é por radiação, a ASHRAE recomenda o uso do fator de carga de refrigeração para a obtenção de uma melhor estimativa da carga térmica. A Tabela 4-9 do livro Refrigeração e Ar Condicionado (Stoecker, Wilbert F., p.82, 1985) fornece esses fatores. As cargas térmicas devido ao calor sensível e latente gerado pelas pessoas, foram calculadas segundo a equação:
Capítulo 5 Problemática 20 FCR Cocup N ql qs . . (7) onde:
qs = calor sensível liberado; [W]; ql = calor latente liberado; [W]; N = Número de ocupantes; [-];
Cocup = Calor sensível liberado; [W];
FCR = Fator de carga de resfriamento sensível para pessoas. [-];
Cocup = calor sensível para trabalho industrial, (Stoecker, Wilbert F.; 1985; p.80);
FCR = Fator de carga de resfriamento sensível, (Stoecker, Wilbert F.; 1985; p.82)
A carga térmica devido à presença de pessoas também pode ser obtida pela Tabela 12 da norma NBR 6401 (ABNT; 1980), em função do local.
4.2.3 Cargas Térmicas de Infiltração
A penetração de ar externo no recinto afeta a temperatura do ar. Assim, o efeito sobre a temperatura denomina-se calor sensível. A perda ou ganho de calor devido à penetração de ar externo pode ser calculada por meio das expressões,
) ( 23 , 1 . 0 i is Q t t q e (8) ) ( 3000 . 0 i il Q W W q (9) onde,
qis = carga de infiltração devido ao calor sensível [W]; qil = carga de infiltração devido ao calor latente [W]; t0 = temperatura externa [K];
ti = temperatura interna [K];
Capítulo 5 Problemática 21
Wi = umidade absoluta interna, [Kg de vapor de água/Kg de ar seco].
4.2.4 Cargas Térmicas Devido às Paredes e Forro
As cargas térmicas para paredes e forro são calculadas considerando os valores do coeficiente de transferência de calor por convecção interna e externa (ASHRAE, 1981) e do material de isolamento térmico. Pode-se calcular a transmissão térmica pela equação a seguir:
) ( e i p U A T T
q (10)
Retirada do livro Refrigeração e Ar Condicionado (Stoecker, Wilbert F., 1985), onde;
qp = Carga térmica pelas paredes e forros. [W];
U = Coeficiente global de transferência de calor [K/W]; A = Área total de paredes e forro [m2];
Te = Temperatura externa [ºC]; Ti = Temperatura interna [ºC].
4.3 Determinação da Condição de Insuflamento
No projeto de um sistema de condicionamento, um ponto importante é a determinação das condições do ar a ser insuflado no ambiente. A norma NBR 6401 (ABNT; 1980) estabelece valores a serem considerados no projeto, como: as temperaturas de bulbo seco e úmido; a temperatura ambiente para algumas cidades brasileiras, considerando o inverno e o verão. Ainda por essa norma, temos os valores de temperatura de bulbo seco e de umidade relativa para conforto para vários ambientes fechados, como: teatros, escritórios, escolas, etc.
Num sistema onde não há recirculação de ar, a determinação da condição do ar a ser insuflado pode ser realizada a partir do controle do ar externo. Pois, conhecendo-se os valores estabelecidos em normas e através dos valores obtidos
por meio do levantamento de cargas térmicas, é possível fazer-se um balanço de energia para o sistema e determinar-se quais devem ser a temperatura e a umidade
Capítulo 5 Problemática 22
relativa do ar para o ponto de insuflamento. Uma ferramenta útil para essa determinação é a carta psicrométrica.
Figura 5 – Representação esquemática do Ambiente.
4.4 Dimensionamento de Dutos de Ar
Para o dimensionamento dos dutos é necessário determinar-se primeiramente o arranjo do duto de ar. No Livro Tecnologia do Condicionamento de Ar (Yamane, 1986) são apresentados três tipos de arranjo:
Sistema tronco de duto de ar; Sistema individual de duto de ar; Sistema em anel de duto de ar.
Para a determinação das dimensões do duto, segundo Eitaro Y. e Heizo S. (1986, p. 192), é preciso estabelecer-se as localizações das bocas de insuflamento e de retorno, a vazão necessária e o arranjo mais simples da linha de duto que faz a interligação entre as bocas e o ventilador.
No dimensionamento de dutos de ar são considerados os vários componentes constituintes do duto, como: trechos retos, registros, bocas de insuflamento, difusores, cotovelos, ramificações, etc.
Na norma NBR 6401 (ABNT; 1980), encontram-se algumas exigências que devem ser atendidas no dimensionamento de dutos. Autores como Wilbert Stoecker (1985; p.129), recomendam que o dimensionamento dos dutos atenda quesitos de:
Capítulo 5 Problemática 23
conduzir vazões especificadas a locais apropriados; que não transmitam e nem gerem ruídos excessivo; que o custo inicial seja baixo, assim como o de operação.
Conforme a norma NBR 6401 (ABNT; 1980), o valor da velocidade do ar em recintos fechados, ao nível de 1,5 m (de altura?), não deve ser inferior a 0,025 m/s e nem superior a 0,25 m/s e que para o dimensionamento dos dutos para prédios industriais a velocidade do ar deve ser no máximo igual a:
Tomadas de ar exterior: 6 m/s; Dutos principais: 10 m/s;
Descarga do Ventilador: 14 m/s; Ramais horizontais: 9 m/s.
Essa velocidade do ar está relacionada ao nível de ruído, que em áreas de produção não deve ultrapassar 90 dB, para um tempo de exposição de 8 horas diárias.
Segundo o autor Wilbert Stoecker (1985; p.129), existem três técnicas principais de dimensionamento de dutos: o método da velocidade, o método de iguais perdas de carga e o método de recuperação estática.
No método da velocidade o dimensionamento dos dutos é realizado a partir da especificação prévia das velocidades do ar nos dutos e ramificações. Desta forma pode-se calcular a perda de carga para o sistema.
No caso do método de iguais perdas de carga é estipulada a perda de carga total no sistema e, após, dimensiona-se os dutos de forma a dissipar a perda de carga total.
Capítulo 6 Resultados 24
5 RESULTADOS
Neste trabalho foram desenvolvidas algumas etapas da determinação do potencial de resfriamento do vaporizador de N2 estudado, assim como, no cálculo da eficiência térmica do TC e para a escolha e o levantamento da carga térmica total do local escolhido para ser resfriado, utilizando o potencial disponível.
5.1 Levantamento de Capacidade Térmica 5.1.1 Determinação da Temperatura do Nitrogênio
Os dados obtidos para o cálculo da capacidade térmica do vaporizador de N2, estão apresentados na Tabela 1.
Tabela 1 – Dados Coletados
Item Unidade
de Medida
Valor Medido
Temperatura na entrada do trocador ºC -164
Temperatura na saída do trocador ºC 12
Temperatura ambiente ºC 22
Pressão de trabalho do trocador bar 12
Diâmetro externo da tubulação mm 33,7
Diâmetro interno da tubulação mm 24,6
Vazão Volumétrica de N2 m3/h 179,1667
A vazão volumétrica foi obtida através dos consumos diários, relativos às
condições normais de temperatura e pressão (0ºC e 1,01325 bar). A vazão mássica equivalente à vazão volumétrica para tais condições é de 0,06193 kg/s de nitrogênio.
Para a determinação da temperatura real do fluido na entrada do vaporizador, conhecendo-se apenas a temperatura externa do tubo, a vazão mássica do nitrogênio e as condições do ambiente externo, foi preciso definir várias etapas. Para isso, foi necessário obter os valores dos coeficientes de transferência de calor por convecção dentro do tubo e para o lado externo do tubo, bem como o de radiação.
Capítulo 6 Resultados 25
Durante essas etapas, foi utilizado como referência o livro Fundamentos de Transferência de Calor e de Massa (Incropera, F. & DeWitt, D., 1996).
Na determinação do coeficiente de transferência de calor convectivo dentro da tubulação foram consideradas as propriedades do nitrogênio a uma temperatura média entre as temperaturas de entrada e de saída, ou seja, à -87°C (186,15 K) e pressão atmosférica (1,01325 bar) fornecida pela Tabela A4 do livro Fundamentos de Transferência de Calor e Massa (Incropera, F. & DeWitt, D., 1996), como segue, viscosidade, condutividade térmica, calor específico e número e Prandtl:
742 , 0 Pr 045 , 1 10 068 , 17 10 192 , 121 3 2 7 k kg kJ c k m W k m s N p
Com isso, obteve-se um número de Reynolds (Re) igual à 264485,7.
Considerando a hipótese de escoamento turbulento e completamente desenvolvido para o N2 dentro da tubulação, o autor Frank Incropera (1996; p.249), na Tabela 8.4 indica a Eq. (11) para determinar o valor do número de Nusselt.
4 , 0 5 4 Pr Re 023 , 0 D D u N (11) k d h u N D (12) onde
hé o coeficiente de transferência de calor convectivo, [W/m2ºC];
d é o diâmetro interno do tubo, d = 0,0246 [m];
A partir das Eq. (11), Eq. (12) e dos dados acima, foi possível chegar ao valor do coeficiente convectivo de transferência de calor, hN2 = 308,36 W / m2 K.
Na determinação do coeficiente de transferência de calor convectivo para o meio externo, foi considerada a ação de convecção natural para tubo na horizontal e o efeito da radiação, pois a diferença de temperaturas entre o meio externo e a tubulação era muito alta, por isso, com o objetivo de minimizar o efeito da radiação,
Capítulo 6 Resultados 26
tentou-se criar um isolamento sobre o termopar durante a medição e também foi considerado esse efeito nos cálculos. Porém, o valor obtido para o coeficiente de transferência de calor por radiação foi relativamente baixo em relação ao valor do coeficiente de transferência de calor convectivo.
Levando em consideração o efeito de convecção livre para um tubo na horizontal e, com as propriedades termofísicas para o ar à 22ºC (295,15 K), disponível na Tabela A4, do livro Fundamentos de Transferência de Calor e Massa (Incropera, F. & DeWitt, D., 1996) temos a seguinte expressão extraída da mesma referência para tal condição, para a determinação do numero de Nusselt:
2 27 8 16 9 6 1 Pr 559 , 0 1 387 , 0 6 , 0 RaD u N (13)
O número de Nusselt por sua vez está relacionado com o número de Prandtl (Pr), e o número de Rayleigh (Ra). Entretanto, o número de Prandtl é um valor tabelado para esta condição de pressão e temperatura. O número de Rayleigh foi obtido pela Eq. (14).
g T T D3 Ra SUP (14) Onde:g é a aceleração da gravidade local, admitido g = 9,8 [m/s2];
é o coeficiente de expansividade volumétrica INCROPERA, F. & DeWITT, D.; 1996, 1/ T = 3,39 10 -3 [K-1];
T é a temperatura do ambiente, 295 [K];
SUP
Capítulo 6 Resultados 27
é a difusidade térmica, 21,84 10-6 [m2/s];
D é o diâmetro externo do tubo, 33,7 10-3 [m].
A partir da obtenção do valor do número de Nusselt foi possível chegar ao valor do coeficiente de transferência de calor convectivo,
K m W h 10,113 2 .
Sabemos que o tubo, onde foi realizada a medição é de alumínio, mas não foi possível determinar qual liga especificamente de alumínio. Por isso, foi admitida por questões de cálculo a liga 2024T6, desta forma foi possível encontrar valores tabeladas das propriedades termofísicas dessa liga. Para a temperatura de 109 K o valor da condutividade térmica dessa liga é k = 73,82 W/mK e emissividade rad = 0,06 (Incropera, F. & DeWitt, D., 1996,p. 448).
Para a determinação da temperatura do N2 foi utilizado um circuito térmico, admitindo um fluxo de calor por unidade de comprimento constante de fora para dentro do tubo, considerando o efeito da radiação e da convecção livre na parte externa.
Figura 1 – Circuito Térmico Para o Cálculo da Temperatura do N2.
Realizando um Balanço de Energia entre a entrada e a saída, obteve-se:
s e E E (15) 1 sup T e e R T T q E (16)
Capítulo 6 Resultados 28 onde:
h rad T h h L R R 2 1 1 (17) Al N T K L r r R h L r R 2 ln 2 1 2 2 (18)Sendo que o coeficiente de transferência de calor por radiação é fornecido pela Eq. (19) abaixo.
2 2
sup sup viz viz rad
rad T T T T
h (19)
onde:
Temperatura de superfície igual à TSUP = 109 [K];
Temperatura de vizinhança igual a TVIZ = 295 [K];
Constante de Estefan-Boltzmann igual a = 5,67 10-8[W/m2K4];
Substituindo os valores acima na Eq. (19) obteve-se hrad = 0,1359 [W/m2K].
Para chegar ao valor da temperatura interna do N2, foi utilizada a Eq. (20), que é resultado das Eq.(18) e Eq. (16).
r R h r K h h T T h K r R T T rad Al N N Al SUP N 2 ln 2 2 sup (20)Pela Eq. (20) e os dados anteriormente apresentados, determinou-se a temperatura do N2 na entrada do vaporizador como sendo de 100,1 K.
Com esse valor de temperatura e de pressão, 100.1 K e 12 bar, constata-se que o N2 está na condição de líquido sub-resfriado.
5.1.2 Determinação da Quantidade de Calor
Capítulo 6 Resultados 29
saída do N2. A temperatura na entrada do vaporizador foi determinada anteriormente e é de 100.1 K, sendo a pressão de 12 bar. Nesta condição de temperatura e de pressão o N2 está como líquido sub-resfriado e, para determinar o valor da entalpia para esta condição foi utilizada a Eq. (21), que relaciona a entalpia e o volume específico de líquido saturado com a pressão e a temperatura em que o N2 se encontra.
( )
) ( ) ( ) , (T1 p1 h T1 T1 p1 p T1 he f f sat (21) onde:h (T1,p1) é a entalpia do fluido nas condições de temperatura T1 e pressão p1. hf (T1) é a entalpia de líquido saturado na temperatura T1;
vf (T1) é o volume específico de líquido saturado na temperatura T1.; p1 é a pressão em que se deseja saber a entalpia;
psat (T1) é a pressão de saturação do fluido na temperatura T1.
Utilizando a equação acima e através das propriedades do N2 como líquido saturado à 100.1K e 12 bar, disponível na tabela 3-248 do livro CHEMICAL ENGINERS HANDBOOK (PERRY, Robert H. & CHILTON, Cecil H.; 1974), onde: hf = 77,94 [kJ/kg]; vf =1,4514 10-3 [m3/kg]; psat =773,48 [kPa]. O que resultou em kg kJ he 78,559 .
Para a entalpia do N2 na saída do vaporizador, sendo a temperatura de saída um valor especificado, foi obtida pela Figura 6, para uma temperatura de 10ºC, como sendo de
kg kJ hs 413,226 .
Capítulo 6 Resultados 30
Figura 6 – Diagrama de Temperatura vs Entropia para o N2 . Retirado do Livro
Chemical Engineers HandBook (PERRY, Robert H. & CHILTON, Cecil H; 1974, p.184).
Após a determinação das entalpias na entrada e na saída do vaporizador, e conhecida a vazão mássica de N2, a quantidade de calor possível de obter com um trocador de calor que utiliza esse vaporizador, foi determinada com a seguinte expressão: ) ( 2 s e N h h m q (22)
A partir dos valores de vazão mássica e entalpias já apresentados, a quantidade de calor encontrado foi de
s kJ q 20,726 .
Esse valor representa a máxima quantidade de calor que o nitrogênio pode absorver do ar, em um trocador de calor com 100% de eficiência. Por isso, a etapa posterior a esta, foi a de encontrar uma configuração ótima para o equipamento, no qual se tenha uma eficiência próxima de 100%, considerando aspectos construtivos e físicos.
Capítulo 6 Resultados 31
5.1.3 Cálculo da Efetividade do TC
Atualmente, pelas temperaturas de entrada e de saída do vaporizador, nota-se que o vaporizador já é um trocador de calor eficiente para o mecanismo de transferência de calor por convecção natural, pois a temperatura medida na saída do vaporizador foi de 12ºC abaixo da temperatura ambiente. Portanto, a configuração a ser adotada teve como fator relevante à questão construtiva.
Considerando-se as características físicas, grande altura e pequena área de seção, do vaporizador e como seria realizado o insuflamento de ar para dentro do galpão, de forma a reduzir curvas na tubulação o que corresponderia a reduzir, também, as perdas de cargas, definiu-se que o trocador de calor deverá ser de casco único, com entrada de ar pela parte inferior do trocador e saída pela parte superior.
Capítulo 6 Resultados 32 Casco do TC Vaporizador de N2 Saída do Ar Entrada do Ar
Figura 7 – Configuração Esquemática do Trocador de Calor.
Para realizar os cálculos da eficiência do trocador de calor proposto, foi necessária a determinação do coeficiente global de transferência de calor. Este coeficiente pode ser obtido através da determinação dos coeficientes de transferência de calor por convecção do lado de dentro e do lado de fora do tubo.
Falar um pouco sobre o porque de o fator de incrustação não ter sido levado em conta.
Capítulo 6 Resultados 33 0 1 1 1 2 f N h h U (23)
onde: U é o coeficiente global de transferência de calor;
hN2 é o coeficiente de transferência de calor por convecção interno do tubo; hf0 é o coeficiente pelicular médio de transferência de calor convectivo externo
ao tubo, hf ponderado entre a superfície da aleta e a superfície externa do tubo. O valor de hN2 já foi obtido anteriormente, por isso, o próximo passo foi a
determinação de hf0.
Para esse tipo de trocador de calor, com aletas longitudinais, Donald Q. Kern (1980; p.403) fornece a Eq. 18 para a eficiência ponderada para tubos com aletas longitudinais, como sendo:
0 0 0 tanh A N P b A b m b m N P b h h f f f f (24)
sendo m definido por
2 1 x f a k P h m (25) onde:
hf é o coeficiente de transmissão de calor sobre o lado externo de um tubo,
[Btu / h ft2 °F];
b é a altura da aleta desde a superfície do tubo à extremidade, 0,1739 [ft]; P é o perímetro da aleta, 0,3543 [ft];
Nf é o número de aletas por tubo, 8 aletas;
A0 é a área descoberta na superfície externa do tubo, 3,8695 [ft2]; ax é a área de seção reta de uma aleta, 1,14 10-3 [ft2].
Capítulo 6 Resultados 34
Para a determinação da eficiência do trocador de calor é necessário determinar-se o valor de hf0, para isso foi utilizada a Figura 16.10 (KERN, Donald Q.;
1980; p.406), que estabelece uma relação entre o número de Reynolds e um fator (o fator de Colburn) de transmissão de calor para tubos aletados, jf. Esse é um fator
adimensional de transmissão de calor e é dado pela seguinte equação: 14 , 0 3 1 fw p e f f k c k D h j (26) onde
De é o diâmetro equivalente do trocador de calor, 0,597 [ft]; k é a condutividade térmica do fluido, 0,014873 [Btu / h ft ºF]; cpé o calor específico do fluido, 0,2405 [Btu / lb ºF];
é a viscosidade dinâmica do fluido, 0,04381 [lb / ft h]; fwé a viscosidade dinâmica do fluido na superfície da aleta.
O diâmetro equivalente é definido como sendo:
De = (4 x Área de Escoamento) / (perímetro molhado)
Os valores de k, cp e foram extraídos da tabela A4 (Incropera, F. & DeWitt, D., 1996), para a temperatura média de 25ºC.
O número de Reynolds utilizado por Kern, é calculado como sendo:
s
e G
D
Re (27)
Onde Gs é definido como sendo a vazão mássica por unidade de área.
A razão entre a viscosidade dinâmica do fluido pela viscosidade dinâmica na superfície da aleta é igual a unidade para gases.
Após, ter obtido os valores acima, chegou-se a
K m W hf 2 0 18,457 .
De posse dos valores dos coeficientes de transferência de calor, foi possível
Capítulo 6 Resultados 35
A efetividade do trocador de calor foi determinada a partir da Equação (11.31a) do livro Fundamentos de Transferência de Calor e de Massa (Incropera, F. & DeWitt, D., 1996), apresentada como:
1 2 1 2 2 1 2 2 1 2 1 exp 1 1 exp 1 1 1 2 r r r r C NUT C NUT C C (28) Sendo: max min C C Cr (29) min C A U NUT (30) onde:A é a área de troca térmica do TC, A = 61,05 [m2];
U é o coeficiente global de transferência de calor, U = 17,415 [W / m2 K];
Cmin e Cmax correspondem à taxa mínima e máxima de capacidade térmica, [W/K].
O valor de Cmin e Cmax só é identificado após determinar-se as taxas de capacidade térmica para os dois fluidos. Essa taxa é calculada como sendo:
m c
C p (31)
Após ter calculado o valor de Cr e o valor de NUT, obteve-se o valor da efetividade para o trocador de calor em análise, como sendo = 0,968.
5.1.4 Cálculo da Vazão de Ar a Ser Resfriada
Para determinar a máxima quantidade de ar possível de se resfriar com a quantidade de calor disponível, foi realizado um balanço de massa e de energia para o sistema fechado do trocador de calor, considerando que o sistema não troca calor com o meio externo, e que o sistema opera em regime permanente e, que pode-se desconsiderar os efeitos de energia potencial.
Capítulo 6 Resultados 36
Figura 8 – Representação do Trocador de Calor
Pela Norma Brasileira NBR 6401 (ABNT; 1980), temos que para a região de Curitiba o dimensionamento de climatização deve levar em conta uma temperatura externa de 30ºC para temperatura de bulbo seco (TBS) e 23,5ºC para temperatura de bulbo úmido (TBU). Portanto, a entalpia do ar na entrada, pela carta de ASHRAE é de 69,966 kJ/kg.
Admitindo que o ar saia à TBS = 17,5 ºC e umidade relativa = 100%, teremos que a entalpia do ar para esta condição é de h = 49,3 kJ/kg. Com todas as considerações acima, obteve-se uma vazão mássica de ar de m 1,00m/s, que é um valor teórico, considerando a eficiência do trocador igual a 100%.
5.2 Determinação da Aplicação
A proposta inicial do projeto era aplicar a capacidade térmica do vaporizador para o resfriamento dos locais próximos aos dois fornos de brasagem, locais que apresentam maiores temperaturas. A carga térmica dissipada para o ambiente fabril pelos dois fornos de brasagem, conforme estudo realizado por Cleverson Minaif e Fernando H. J. Pereira (2003), apresentaram os seguintes resultados:
Forno de Brasagem Elétrico: 579,8 kW;
Forno de Brasagem a gás natural: 836,61 kW; Total: 1416,41 kW .
Porém, a capacidade térmica total do vaporizador resultou em algo ao redor de
Capítulo 6 Resultados 37
dissipam para o ambiente, tornando totalmente inviável a aplicação do projeto para locais próximos aos fornos de brasagem.
O local de aplicação a ser escolhido deve ser outro, devido à limitação de capacidade térmica disponível. Há uma linha de produção que se localiza um pouco mais distante do forno de brasagem e onde trabalham 23 pessoas e possui 8 equipamentos de teste de vazamento. Esses equipamentos deveriam trabalhar em ambientes abaixo de 24ºC, mas atualmente trabalham em uma temperatura de aproximadamente 31ºC (temperatura medida no verão), fazendo com que os equipamentos passem por constantes manutenções.
Portanto, foi escolhido realizar o projeto para esse local, Figura 8, utilizando divisórias (paredes e forro) em DRY-WALL (gesso acartonado) com isolante térmico em lã de vidro, material utilizado atualmente em prédios comerciais e residenciais.
Figura 9 – Lay Out do Local em Estudo para Aplicação do Projeto
O local possui 10 metros de largura e 17 metros de comprimento. E para saber a carga térmica total que este ambiente estará liberando, foi necessário levantar as cargas térmicas dissipadas por pessoas, lâmpadas, equipamentos, paredes, forros e infiltrações.
5.2.1 Levantamento de Cargas Térmicas Produzidas Por Lâmpadas
Na estimativa da carga térmica produzida pelas lâmpadas foi utilizada a Eq. (6). Para carga térmica de iluminação é considerado apenas o calor sensível.
Capítulo 6 Resultados 38
Considerando que existem no local, cinco lâmpadas de vapor de mercúrio e vinte e quatro fluorescentes, o somatório das cargas térmicas produzido pelas lâmpadas foi de:
qs =2421,6 W
5.2.2 Levantamento de Carga Térmica Produzida por Pessoas
Para o cálculo do calor liberado pelas pessoas, foi utilizada a Tabela 12 da norma NBR 6401 (ABNT; 1980), considerando trabalho moderadamente pesado numa área fabril para TBS igual à 24ºC.
Para 23 ocupantes, temos que:
qs = 23 x (111,65) W = 2567,9 W ql = 23 x (181,43) W = 4172,8 W
qs + ql = 6740,7 W
5.2.3 Levantamento de Carga Térmica por Paredes e Forros
A área em estudo será toda isolada em DRY-WALL (gesso acartonado) com isolamento em lã de vidro, com 17 metros de comprimento, 10 metros de largura e 5 metros de altura. Totalizando assim uma área de 440 m2.
A resistência térmica total (U???) foi calculada considerando-se os valores dos
coeficientes de transferência de calor por convecção interna e externa, que são 0,018 e 0,0493 W/m2.K (ASHRAE; 1981) e a condutividade térmica do material (0,65 W/m2.K) com base dos dados técnicos fornecido pela empresa Mega Drywall Comércio Ltda. Foi considerado que os revestimentos das paredes e do forro serão construídos com o mesmo material.
Com esses valores a estimativa de carga térmica pelas paredes e forros para
uma temperatura interna de 24ºC e uma temperatura externa de 31ºC foi de qs = 39 W.
5.2.4 Levantamento de Cargas Térmicas para Equipamentos
No cálculo da carga térmica dissipada pelos equipamentos foi considerada a energia consumida pelo mesmo (entretanto uma fração dessa energia é dissipada,
Capítulo 6 Resultados 39
apenas). O local é uma linha de produção de montagem final de condensadores e
radiadores. O local é composto por 12 parafusadeiras e 8 equipamentos de teste de vazamento. Considerando que cada parafusadeira dissipa 35 W e que cada equipamento de teste de vazamento dissipa 50 W (esses valores refletem uma eficiência térmica?), então:
qs =(420 + 400) W = 820 W
5.2.5 Levantamento de Cargas Térmicas por Infiltração
Considerando a vazão por infiltração de 13 m3/h, para portas mal ajustadas (Norma UFSC, 1978) e um perímetro de 11m por porta, sendo 2 portas, a vazão por infiltração será 7,94 10-3 m3/s.
A temperatura interna é de 24ºC e a externa será de 31ºC e a umidade absoluta interna é de 0,025 e a externa de 0,010. Sendo assim, pelas equações Eq. (8) e Eq.(9) a carga térmica total por infiltração será de:
qs + ql = (55,58 + 357,30) W = 412,88 W
5.2.6 Total de Cargas Térmicas do Local em Estudo
Chega-se à carga térmica total através da soma de todas os levantamentos de carga térmica determinados:
Lâmpadas = 2421,6 W Pessoas = 6740,7 W Paredes e Forros = 39 W Equipamentos = 820 W Infiltração = 412,88 W Total = 10434,22 W
A quantidade de carga latente e sensível do ambiente é 5904,08 W e 4530,10 respectivamente.
5.3 Determinação da Condição de Insuflamento
Capítulo 6 Resultados 40
o vaporizador faz parte do sistema;
o recinto deve ser mantido com TBS igual a 24ºC e umidade relativa de 65%;
o ar entra no vaporizador com TBS igual a 30ºC e TBU igual a 23,5ºC; o fator de carga sensível calculado para o recinto é igual a 0,566; não há recirculação de ar no recinto.
Utilizando a carta psicrométrica observa-se que o nível de umidade relativa desejada só é possível de obter com a utilização de um desumidificador, caso contrário é possível manter o ambiente com TBS igual a 24ºC e umidade relativa aproximadamente igual a 72%.
5.4 Dimensionamento das Bocas de Insuflamento
O número de bocas foi estimado em 24, sendo que a vazão por boca será de 150 m3/h.
Para está vazão foi selecionada uma boca quadrada tamanho 15 do tipo E (SILVA, Remi Benedito; 1978). Para está boca, a área do colarinho é de 0,023 m2 e
a perda de carga igual a 13,935 Pa.
5.5 Dimensionamento dos Dutos
Será usado o método da perda de carga unitária, considerando inicialmente a velocidade de 6 m/s, dentro da tolerância da norma NBR 6401 (ABNT; 1980).
Para o cálculo das dimensões do duto para o trecho 1 será considerada a vazão = 1 m3/s. Considerando a equação abaixo para o cálculo da área da seção do duto, encontra-se que a área do duto deve ser A = 0,166667 m2.
V Q
A (32)
A área do duto é dada pelo produto largura pela altura (A= a * b). Estimando que a largura é igual a = 0,50 m, encontra-se b = 0,3333 m.
Capítulo 6 Resultados 41
Refazendo os cálculos para a = 0,50 m e b = 0,35 m através da Eq. (32), o valor da velocidade do ar será de 5,71 m/s.
Para o cálculo do diâmetro equivalente será utilizada a seguinte formulação:
b a b a Deq 2 (33)
Onde, para os valores de “a” e “b” acima, o valor de Deq será de 0,41 m.
Pela Figura 6.2 do livro Refrigeração e Ar Condicionado (Stoecker, Wilbert F., 1985), temos que para Deq= 0,41 m e V = 5,71 m/s, a perda de carga unitária será de:
m Pa s m V m D L p eq 0,41 ; 5,71 / 0,90 (34)A partir do segundo trecho será estimado Deq de acordo com a vazão. Fazendo isso, e utilizando a figura mencionada chegou-se aos resultados da Tabela 2.
Tabela 2 – Perda de Carga no Duto
Dimensões Trecho Vazão (m3/s) a (m) b (m) 1 1,0000 0,500 0,350 2 0,8333 0,460 0,350 3 0,6667 0,360 0,350 4 0,5000 0,360 0,290 5 0,3333 0,300 0,250 6 0,1666 0,300 0,160 7 0,04167 0,150 0,110 8 0,02083 0,150 0,062
No desenho do lay out dos dutos e bocas de insuflamento, estão assinalados os trechos referidos na Tabela 2. O material a ser utilizado é o aço galvanizado com espessura igual a 0,64 mm de acordo com a norma NBR 6401 (ABNT ; 1980).
Capítulo 6 Resultados 42
5.5.1 Cálculo da Perda de Carga
As perdas de cargas nos dutos foram calculadas considerando as perdas localizadas e as distribuídas. Para o cálculo das perdas distribuídas foi utilizado o método da perda de carga unitária, como mostrado no item anterior.
Tabela 3 – Perda de Carga Distribuída
Distância (m) p/L (Pa/m) p (Pa) Vaporizador à sala 27 0,90 24,30
Comprimento dentro da Sala 15,58 0,90 14,02
Entre duas bocas 2,5 0,90 22,50
Canalização até a 1ª boca 1,25 0,90 1,13
Para as perdas de carga localizadas foram consideradas as perdas devido a reduções de áreas, cotovelos, filtro e bocal.
As perdas de carga pela redução de áreas foram consideradas para a pior situação, ou seja, reduções bruscas de área. Desta forma, foi utilizada a Eq. (269) (Stoecker, Wilbert F., 1985; p.124). 2 2 1 1 2 c perda C V p (29)
onde Cc é o coeficiente de contração.
O coeficiente Cc foi obtido pela Tabela 6-3 (Stoecker, Wilbert F., 1985; p.125), para cada redução de área mostrada na Tabela 2.
Capítulo 6 Resultados 43
Tabela 4 – Perda de Carga de Redução de Área
Dimensões
Trecho a (m) b (m) pperda (Pa)
12 0,500 0,350 0,112 23 0,460 0,350 0,634 34 0,360 0,350 0,592 45 0,360 0,290 1,215 56 0,300 0,250 1,016 67 0,300 0,160 1,153 78 0,150 0,110 0,589
Para as perdas de carga localizadas foram considerados os vários componentes presentes no duto, desde o vaporizador até as bocas de insuflamento.
Ao longo de todo o duto existem alterações de direção do duto: uma ao chegar à sala onde será resfriada e outra dentro da sala, na última ramificação. A perda de carga obtida neste caso foi através da Figura 6-8 do livro Refrigeração e Ar Condicionado (Stoecker, Wilbert F., 1985), onde relaciona-se a perda de carga em função dos raios de curvatura para dutos retangulares. Para os dois casos de onde existem raios de curvatura, a razão dos raios vale 0,25/0,75 e 0,200/0,350 e razão de comprimento por largura de 0,500/0,350 e 0,150/0,150, respectivamente. Isso leva a uma perda de carga de (0,2 V2)/2 e (0,17 V2)/2, ou seja, 4,01 Pa e 3,41Pa, respectivamente.
As perdas devido aos outros componentes foram obtidas através de catálogos de fabricantes.
5.6 Seleção do Ventilador
A seleção do ventilador foi realizada considerando-se principalmente a perda de carga estática levantada no item anterior, aspectos construtivos, vazão e a aplicação a que se destina o ventilador.
Capítulo 6 Resultados 44
O ventilador selecionado atende aos seguintes requisitos: - Ventilador Centrífugo de simples aspiração;
- Vazão mínima de 3600 m3/h;
- Carga estática: 88,36 Pa (9,01 mmca);
5.7 Avaliação do Custo
O custo do sistema de resfriamento por vaporizador foi obtido através de orçamentos realizados com empresas que fornecem produtos e serviços de instalação. Os valores obtidos na cotação estão apresentados conforme Tabela 5.
Tabela 5 – Custos dos Produtos e Serviços de Instalação
Produtos Empresa Custo
(R$)
Dutos, Grelhas e Filtro Ar-Dutos 7.650,00
Ventilador Otan 1.154,00
Desumidificador Flowtec ???
Caixa de Controle VAV ??? ???
Casco do Vaporizador Laba ???
TOTAL ???
5.8 Comparativo de Custo
Foram considerados dois sistemas de referência para a análise comparativa do custo de implementação e de operação dos sistemas de resfriamento. Para o custo de operação foi considerado apenas o consumo de eletricidade.
O custo da eletricidade admitido nos cálculos foi de R$ 0,20 kWh, valor médio cobrado pela empresa concessionária.
O custo de implementação e a potência de cada sistema analisado estão apresentados na Tabela 6.
