UNIVERSIDADE FEDERAL DE SANTA CATARINA CENTRO TECNOLÓGICO
PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA
Anderson Tonello Bringhenti
ESTUDO DA GERAÇÃO DE RUÍDO POR UM VENTILADOR AXIAL ACOPLADO A DUTOS E CAVIDADES
Florianópolis
Anderson Tonello Bringhenti
ESTUDO DA GERAÇÃO DE RUÍDO POR UM VENTILADOR AXIAL ACOPLADO A DUTOS E CAVIDADES
Dissertação submetida ao Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Ca-tarina para a obtenç ˘ao do título de Mestre em Engenharia Me-cânica.
Orientador: Prof. Arcanjo Lenzi, PhD.
Florianópolis
Ficha de identificação da obra elaborada pelo autor,
através do Programa de Geração Automática da Biblioteca Universitária da UFSC.
Bringhenti, Anderson Tonello
Estudo da geração de ruído por um ventilador axial acoplado a dutos e cavidades / Anderson Tonello Bringhenti ; orientador, Arcanjo Lenzi , 2019. 101 p.
Dissertação (mestrado) - Universidade Federal de Santa Catarina, Centro Tecnológico, Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica, Florianópolis, 2019.
Inclui referências.
1. Engenharia Mecânica. 2. Refrigeradores domésticos. 3. Ruído de ventilação. 4. Modos acústicos. I. , Arcanjo Lenzi. II. Universidade Federal de Santa Catarina. Programa de Pós Graduação em Engenharia Mecânica. III. Título.
Anderson Tonello Bringhenti
ESTUDO DA GERAÇÃO DE RUÍDO POR UM VENTILADOR AXIAL ACOPLADO A DUTOS E CAVIDADES
O presente trabalho em nível de mestrado foi avaliado e aprovado por banca examinadora composta pelos seguintes membros:
Prof. Andrey Ricardo da Silva, PhD. Universidade Federal de Santa Catarina
Prof. Paulo Henrique Mareze, Dr. Eng. Universidade Federal de Santa Maria
Prof. Erasmo Felipe Vergara Miranda, Dr. Eng. Universidade Federal de Santa Catarina
Certificamos que esta é a versão original e final do trabalho de conclusão que foi julgado adequado para obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica.
Prof. Jonny Carlos da Silva, Dr. Eng Coordenador do Programa
Prof. Arcanjo Lenzi, PhD. Orientador
Florianópolis, 29 de Novembro 2019. Arcanjo Lenzi:29999766900 Assinado de forma digital por Arcanjo Lenzi:29999766900
Dados: 2019.12.16 18:42:26 -03'00'
Assinado de forma digital por Jonny Carlos da
Silva:51451506449
AGRADECIMENTOS
Agradeço aos meus pais Mauro e Lenir, e minha irmã Gisele, por todo o carinho, incentivo e estarem presente em todos os momentos.
Ao meu orientador Arcanjo Lenzi pela competência, conhecimento e por sempre se preocupar com o lado pessoal dos orientados.
Aos grandes amigos do LVA pela paciência, companheirismo e importantes con-versas durante a realização deste trabalho.
"Simplicity is the ultimate sophistication."
RESUMO
O sistema de ventilação está entre as principais fontes sonoras encontradas nos refri-geradores domésticos, sendo este composto por um conjunto motor-ventilador, dutos para distribuição de ar e cavidades correspondentes ao congelador e volume interno do refrigerador. Neste trabalho foram utilizadas analogias acústicas na obtenção da pressão sonora em campo distante para os casos do ventilador livre e quando aco-plado a um duto. Verificou-se que a utilização desses modelos é de grande complexi-dade e o tempo necessário para a solução é excessivo. Foi então proposta uma nova abordagem na qual primeiramente foram realizados testes de potência sonora para o ventilador livre e acoplado a diferentes dutos e uma cavidade, verificando-se que os principais picos encontrados no espectro estão associados aos modos acústicos e às frequências de passagem de pá. Foi constatado através de resultados experimentais, modelos analíticos e numéricos que a pulsação gerada pela passagem de pá do ven-tilador é capaz de excitar os modos acústicos da cavidade ligada a este venven-tilador. Por fim, esse estudo mostrou que a excitação dos modos acústicos de cavidades pelo ventilador é responsável por uma parcela significativa do ruído gerado.
ABSTRACT
The ventilation system is one of the main sound sources found in household refrigera-tors, it is composed from a motor-fan kit, air distribution ducts and cavities related to the freezer and the internal refrigerator volume. In this work, acoustic analogies were used to obtain the far field sound pressure for the fan alone and coupled to a duct. The usage of these models was found to be of a great complexity and the time required for the solution was excessive. Then, it was proposed a new approach where firstly sound power tests were performed for the fan alone, coupled to different ducts and a cavity, verifying that the main peaks found in the spectra were associated with the acoustic modes and the blade passage frequency. It was found through experimental measurements, analytical and numerical models that the pulse generated by the fan blade passage is able to excite the acoustic modes from the cavity connected to this fan. Finally, this study showed that the excitation of acoustic cavity modes by the fan is responsible for a significant portion of the noise generated.
LISTA DE FIGURAS
Figura 1 Divisão das câmaras e ciclos de ar no refrigerador. . . 28
Figura 2 Mapa de fluxo do trabalho. . . 30
Figura 3 Espectro do ruído típico de um refrigerador avaliado em bandas de terço de oitava. Fonte: Relatório interno LVA. . . 31
Figura 4 Ventilador axial (esquerda) e radial (direita). Fonte: Cancilier (2017). . . . 35
Figura 5 Comparação do som gerado por um refrigerador com todas as fontes, ventilador desligado e somente o ventilador ligado. Fonte: Relatório interno LVA. . 35
Figura 6 Posições dos microfones no refrigerador e respectivos níveis globais. Fonte: Cancilier (2017). . . 36
Figura 7 Perfil da pá de um ventilador. . . 37
Figura 8 Regiões de um ventilador axial. Fonte: Cancilier (2017). . . 37
Figura 9 Condições de fluxo que produzem ruído de banda laga num perfil de aerofólio. Fonte: Brooks, Pope e Marcolini (1989). . . 39
Figura 10 Ventilador original (esquerda) e com pás distribuídas desigualmente (di-reita). Fonte: Cattanei, Ghio e Bongiovı (2007). . . 40
Figura 11 Alteração no envólucro do ventilador. Fonte: Heo et al. (2015). . . 40
Figura 12 Modelos de ventiladores. Fonte: Gue, Cheong e Kim (2011). . . 41
Figura 13 Fontes acústicas e suas propriedades dimensionais. Fonte: Ver e Bera-nek (2006). . . 42
Figura 14 Ilustração esquemática de fontes sonoras em escoamento interno. Fonte: Gordon (1968). . . 43
Figura 15 Ilustração esquemática do modelo de FWH. Fonte: CD-ADAPCO (2018). 47
Figura 16 Ventilador livre (a) e acoplado ao duto (b). . . 50
Figura 17 Malha utilizada para o ventilador na condição livre. . . 52
Figura 19 Pressão na superfície (a) e no fluido (b) para o ventilador livre. . . 53
Figura 20 Fontes de Curle (a) e fontes de Proudman (b) para o ventilador livre. . . . 54
Figura 21 Pressão na superfície (a) e no fluido (b) para o ventilador acoplado ao duto. . . 54
Figura 22 Fontes de Curle (a) e fontes de Proudman (b) para o ventilador com duto. 55 Figura 23 Teste para obtenção da pressão sonora realizado em câmara semi-anecoica: ventilador livre (a) e ventilador com duto (b). . . 56
Figura 24 Posição utilizada para avaliar a pressão sonora. . . 57
Figura 25 Comparação entre microfones com e sem influência do escoamento so-bre a membrana. . . 58
Figura 26 Comparação numérica - experimental para o ventilador na condição livre. 59 Figura 27 Comparação numérica - experimental para o ventilador acoplado ao duto. . . 60
Figura 28 Frequência de corte da malha para o ventilado com duto. . . 60
Figura 29 Posições do microfones. Fonte ISO3744 (2010) . . . 62
Figura 30 Determinação da potência sonora em câmara semi-anecoica para o ven-tilador na condição livre. . . 62
Figura 31 Potência sonora para ventilador na condição livre. . . 63
Figura 32 Determinação de potência sonora para o duto 100x500 mm. . . 64
Figura 33 Duto com secção circular. Fonte: Jacobsen e Juhl (2013). . . 64
Figura 34 Potência sonora para ventilador acoplado a um duto de 100x100 mm. . . 66
Figura 35 Pressão para o duto 100x100 mm. . . 67
Figura 36 Potência sonora para ventilador acoplado a um duto de 100x300 mm. . . 67
Figura 37 Potência sonora para ventilador acoplado a um duto de 100x500 mm. . . 68
Figura 38 Posições do ventilador no duto 150x500 mm. . . 69
Figura 39 Nível de potência sonora para posições simétricas do ventilador no duto. 69
mm. . . 70
Figura 41 Desenho esquemático da caixa utilizada nos testes. . . 71
Figura 42 Espectro de potência sonora para a caixa. . . 71
Figura 43 Pressão acústica total em Pascal para primeiro (a) e o segundo modo (b). . . 72
Figura 44 Configuração do experimento para a medição da pressão causada pela passagem da pá. . . 73
Figura 45 Ventilador com uma (a) e quatro pás (b). . . 74
Figura 46 Resultado no tempo do ventilador com uma pá a 1900rpm para o micro-fone localizado na frente do escoamento . . . 74
Figura 47 Resultado no tempo do ventilador com 4 pás a 2450rpm para o micro-fone localizado na frente do escoamento. . . 75
Figura 48 Nível de pressão sonora medido para o microfone com quatro pás. . . 75
Figura 49 Malha de volumes finitos utilizada na simulação. . . 77
Figura 50 Frequência de corte da malha. . . 77
Figura 51 Comparação experimental e numérica da pressão no microfone. . . 78
Figura 52 Esquema modelo do duto com as condições de contorno. . . 79
Figura 53 Curva de impedância na terminação do duto. Fonte: Pierce (1991). . . 80
Figura 54 Posição do monopolo equivalente em relação ao duto. . . 81
Figura 55 Representação de um dipolo. Fonte: Jacobsen e Juhl (2013) . . . 81
Figura 56 Posição dos polos da fonte dipolo equivalente. . . 81
Figura 57 Comparação analítico com experimental do nível de potência sonora para o duto 100x100 mm. . . 82
Figura 58 Comparação analítico com experimental do nível de potência sonora para o duto 100x500 mm. . . 83
Figura 59 Absorção sonora pelo PML. Fonte: Mareze (2016) . . . 84
Figura 60 Esquema do modelo de elementos finitos. . . 84
Figura 62 Comparação numérico experimental para a caixa.. . . 85
Figura 63 Modelo de ventilador alternativo. . . 87
Figura 64 Potência sonora para o duto 100x100 mm com o ventilador modelo 2. . . 88
Figura 65 Potência sonora para o duto 100x500 mm com o ventilador modelo 2. . . 88
Figura 66 Potência sonora para a caixa com o ventilador modelo 2. . . 89
Figura 67 Comparação experimental do nível de potência sonora para os dutos de 100 mm (a) e 500 mm (b). . . 90
Figura 68 Potência sonora para o ventilador original e para o moledo 2 acoplado a cavidade.. . . 91
Figura 69 Espectro de pressão gerado pelos ventiladores. . . 91
Figura 70 Comparação analítico com experimental no nível de potência sonora para o modelo 2 de ventilador nos dutos de 100 mm (a) e 500 mm (b).. . . 92
Figura 71 Comparação dos resultados analíticos de potência sonora, conside-rando o modelo de dipolo, para os dutos de 100 mm (a) e 500 mm (b). . . 93
Figura 72 Potência sonora para o ventilador com fonte. . . 94
Figura 73 Comparação dos resultados numéricos de potência sonora para ambos ventiladores. . . 94
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 Velocidade de rotação medidas para os casos estudados. . . 50
Tabela 2 Modelos utilizados nas análises em regime permanente. . . 51
Tabela 3 Modelos utilizados na análise em regime transiente. . . 55
Tabela 4 Equipamentos utilizados nos testes. . . 57
LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS
NWS Nível de potência sonora . . . 32
TPA Transfer Path Analysis . . . 34
BPF Frequência de passagem de pá . . . 38
SRF Frequência de rotação do eixo . . . 38
CFD Dinâmica computacional dos fluidos . . . 41
RANS Reynolds-Averaged Navier-Stokes . . . 45
SAP Potência acústica por unidade de área . . . 45
VAP Potência acústica por unidade de volume . . . 46
FWH Ffowcs Williams-Hawkings . . . 46
CAD Computer-aided design . . . 50
FVM Método de volumes finitos . . . 51
LVA Laboratório de Vibrações e Acústica . . . 61
UFSC Universidade Federal de Santa Catarina. . . 61
PVC Policloreto de vinila. . . 63
MDF Medium Density Fiberboard . . . 71
PML Perfect Matched Layers . . . 83
LISTA DE SÍMBOLOS
ρ0 Densidade referência do meio . . . 42
L Dimensão característica . . . 42
v Velocidade média do escoamento . . . 42
c0 Velocidade de propagação do som no meio . . . 42
Ac Área de correlação . . . 46
α Constante relacionada à forma da correlação de velocidade longitudinal . . . 46
u =q23kc. . . 46
kc Energia cinética turbulenta. . . 46
l Escala de comprimento da turbulência . . . 46
p0(x, t)Pressão sonora em campo distante . . . 47
p0T(x, t)Termo das fontes resultantes do deslocamento de fluido devido ao movi-mento do corpo . . . 47
p0L(x, t)Termo resultante da variação transiente da distribuição de força na superfí-cie . . . 48
p0Q(x, t)Parcela da pressão sonora em campo distante gerado por quadripolos . . . . 48
f Função da superfície de integração . . . 48
LM = LiMi. . . 48 Lr = Lirˆi. . . 48 ˙ Lr = ˙Lirˆi. . . 48 Li = Pijnˆj+ ρui(un− vn). . . 48 Mi Número de Mach . . . 48
Mr Número de Mach da fonte na direção de radiação, Miˆri. . . 48 ˙
Mr = ˙Mirˆi. . . 48
ˆ
Pij Tensor de tensão de compressão, (p − p0) δij − σij. . . 48
p Pressão . . . 48
p0 Pressão de referência . . . 48
r Distância entre o observador e a fonte, |x − y| . . . 48
ˆ
ri Vetor unitário na direção de radiação, (x − y)/r . . . 49
Tij Tensor de Lighthill, ρuiuj + δij[(p − p0) − c20(ρ − ρ0)] − σij. . . 49
t Tempo do observador . . . 49 Un = Uinˆi. . . 49 Un˙ = Ui˙ˆni. . . 49 ˙ Un = ˙Uinˆi. . . 49 Ui = [1 − (ρ/ρ0)] vi+ (ρui/ρ0). . . 49
ui Componentes da velocidade local do fluído . . . 49
un = uiˆni. . . 49
vi Velocidade da superfície . . . 49
vn Velocidade da superfície na direção normal à superfície . . . 49
x Posição do observador . . . 49 y Posição da face . . . 49 ρ Densidade. . . 49
σij Tensor de tensão viscosa . . . 49
τ Tempo da fonte . . . 49
D Dimensão da célula . . . 49
fM C Frequência de corte da malha . . . 49
∆t Resolução no tempo. . . 56
ωrpm Velocidade rotacional em rotações por minuto . . . 56
LW Nível de potência sonora . . . 61
Lp Nível médio de pressão sonora no tempo . . . 61
Lpi Nível de pressão sonora médio no tempo medido no microfone da posição ien [dB] . . . 61
Nm Número de microfones utilizados na medição . . . 61
LW Nível de potência sonora . . . 61
S Área da superfície de medição . . . 61
S0 =1 m2 . . . 61
k Número de onda . . . 64
fc Frequência de corte . . . 65
a Raio do duto . . . 65
η Constante relacionada aos modos do duto . . . 65
L Comprimento do duto . . . 66
L0 Comprimento do duto corrigido . . . 66
fnx,ny,nzFrequências naturais para uma cavidade . . . 70
lx Dimensão em x da cavidade . . . 70
ly Dimensão em y da cavidade . . . 70
lz Dimensão em z da cavidade . . . 70
hi Altura da terminação retangular. . . 72
wi Comprimento da terminação retangular . . . 72
Zend Impedância acústica na terminação . . . 72
˜
p(x, t) Pressão acústica . . . 79
˜
u(x, t)Velocidade de partícula . . . 79
˜
A Amplitude da onda incidente . . . 79 ˜
B Amplitude da onda refletida . . . 79
Q Velocidade de volume para uma fonte sonora elementar . . . 80
h Metade da distância entre os polos de uma fonte dipolo . . . 81
SUMÁRIO
1 INTRODUÇÃO . . . 27 1.1 OBJETIVOS . . . 28 1.1.1 Objetivo geral . . . 28 1.1.2 Objetivos específicos . . . 29 1.2 CONTEÚDO DOS CAPÍTULOS . . . 29 2 PRINCIPAIS FONTES DE RUÍDO EM REFRIGERADORES . . . 31 2.1 COMPRESSOR . . . 32 2.2 EXPANSÃO E ESCOAMENTO BIFÁSICO . . . 32 2.3 CONDENSADOR E PULSAÇÃO . . . 33 2.4 PLACA BASE . . . 34 2.5 RUÍDO DE VENTILAÇÃO . . . 34 3 FONTES DE RUÍDO EM VENTILADORES AXIAIS . . . 37 3.1 TRABALHOS NA LITERATURA . . . 39 3.2 FONTES AERODINÂMICAS . . . 41 4 SIMULAÇÃO AEROACÚSTICA DO VENTILADOR AXIAL . . . 45 4.1 MODELOS DE CURLE E PROUDMAN PARA CAMPO PRÓXIMO . . . 45 4.2 MODELO DE FFOWCS WILLIAMS-HAWKINGS PARA CAMPO DISTANTE . 46 4.3 FREQUÊNCIA DE CORTE DA MALHA . . . 49 4.4 MODELO AEROACÚSTICO PARA O VENTILADOR AXIAL . . . 50 4.4.1 Simulação CFD em regime permanente . . . 50 4.4.2 Simulação transiente . . . 55 4.4.3 Validação experimental . . . 56 4.4.4 Resultados e discussões . . . 57 5 EFEITO DA CAVIDADE NA GERAÇÃO DE RUÍDO . . . 61 5.1 VENTILADOR LIVRE . . . 62 5.2 VENTILADOR COM DUTOS . . . 63 5.2.1 Modos acústicos de dutos . . . 64 5.2.2 Resultados experimentais . . . 65 5.3 POSIÇÃO DO VENTILADOR NO DUTO . . . 68 5.4 CAVIDADE RETANGULAR . . . 70 6 MECANISMO DE EXCITAÇÃO ACÚSTICA . . . 73 6.1 PERFIL DE PRESSÃO EXPERIMENTAL . . . 73 6.2 ANÁLISE NUMÉRICA DA PRESSÃO GERADA PELO VENTILADOR . . . 76
6.3 MODELOS DE POTÊNCIA SONORA . . . 78 6.3.1 Modelo analítico para os dutos . . . 78 6.3.2 Modelo numérico para a cavidade . . . 83 7 VENTILADOR MODELO 2 . . . 87 7.1 TESTES DE POTÊNCIA SONORA . . . 87 7.2 MODELO ANALÍTICO DE POTÊNCIA SONORA . . . 91 7.3 MODELO FEM PARA A CAVIDADE . . . 93 8 CONCLUSÕES . . . 95 8.1 SUGESTÃO PARA TRABALHOS FUTUROS . . . 96 REFERÊNCIAS . . . 97
27
1 INTRODUÇÃO
É inegável a importância dos refrigeradores para a sociedade atual. Esses são utilizados na conservação de alimentos através da redução da temperatura do am-biente de estoque, além da produção de gelo e resfriamento de bebidas. Tendo em vista o nicho econômico do setor e a concorrência do mercado, o controle de ruído vem crescendo em importância no projeto do produto. Levando isso em considera-ção, os fabricantes têm se preocupado cada vez mais com o ruído gerado pelos seus produtos, visando o conforto dos seus consumidores. Além disso, a qualidade so-nora atualmente está diretamente relacionada com a qualidade do produto, sendo um diferencial na escolha de compra do consumidor (HENSE, 2015).
O refrigerador doméstico é um equipamento cujo princípio de funcionamento é caracterizado pela presença de um fluido refrigerante forçado a percorrer um circuito fechado em tubos metálicos que contém, em regiões distintas, os seguintes elementos básicos: compressor, condensador, tubo capilar e um evaporador (CARVALHO, 2008).
Neste circuito, o gás refrigerante é comprimido pelo compressor e descarregado para o condensador com altas temperatura e pressão. Este gás superaquecido troca calor com o ambiente até passar ao estado líquido, então é expandido no dispositivo de expansão atingindo baixas temperatura e pressão. Por fim, troca calor com o am-biente interno do refrigerador no evaporador até tornar-se gasoso novamente e voltar à sucção do compressor (SILVA, 2018).
Os ventiladores podem ser utilizados em refrigeradores para resfriar o compres-sor, fazer circular o ar frio do evaporador para as cavidades que armazenam os alimen-tos e produzir pedras de gelo no dispenser. Como requisito de projeto, os ventiladores devem produzir uma velocidade de escoamento necessária para atender a vazão ade-quada, sendo que a presença deste escoamento faz com que o ruído de ventilação seja uma importante fonte sonora frente às demais existentes no refrigerador (LEE; HEO; CHEONG, 2010).
A Figura 1 contém um esquema do modelo de refrigerador utilizado neste traba-lho que possui duas câmaras internas, sendo a primeira correspondente à geladeira (parte inferior) e a segunda ao freezer (parte superior). Este modelo possui um único ventilador que tem como função circular o ar frio do evaporador para as duas câmaras por meio de um sistema de dutos.
28
Figura 1 – Divisão das câmaras e ciclos de ar no refrigerador.
O ruído de ventilação em refrigeradores possui característica de banda larga em médias e altas frequências, devido ao escoamento turbulento no interior de dutos e cavidades, e ruído tonal com harmônicas, devido à frequência de passagem de pá (SILVA, 2018).
Este trabalho investiga o ruído de ventilação em refrigeradores domésticos uti-lizando análises de dinâmica dos fluidos computacional, modelos analíticos para a propagação de ondas acústicas em dutos, análises de elementos finitos e testes ex-perimentais. Busca-se, desta forma, identificar os principais mecanismos de geração de ruído por este componente.
1.1 OBJETIVOS
1.1.1 Objetivo geral
Dadas as condições apresentadas, o objetivo desta dissertação consiste em es-tudar, utilizando diferentes métodos, o ruído de um ventilador utilizado em refrigera-dores fost-free quando acoplado a dutos e cavidade para determinar os mecanismos associados à geração do ruído de ventilação.
29
1.1.2 Objetivos específicos
Como objetivos específicos pode-se citar:
• Avaliar a viabilidade de se usar analogias acústicas a partir de análises transien-tes de dinâmica dos fluidos computacional.
• Desenvolver testes em câmara semi-anecoica para avaliar o nível de potência sonora do ventilador isolado, acoplado a dutos e cavidade.
• Investigar o espectro resultante do pulso de pressão sonora gerada pela passa-gem de pá do ventilador.
1.2 CONTEÚDO DOS CAPÍTULOS
O capítulo 2 apresenta uma revisão bibliográfica das principais fontes de ruído em refrigeradores domésticos, o espectro de potência sonora para um refrigerador típico e os níveis de pressão sonora gerados pelo sistema de ventilação dentro e fora de um refrigerador.
No capítulo 3 estão contidos os conceitos básicos de ventilador juntamente com os principais mecanismos de geração de ruído, estudos relacionados a redução de ruído de ventilação e as principais fontes aeroacústicas encontradas em escoamentos. No capítulo 4 são apresentadas as análises em dinâmica dos fluidos computaci-onal juntamente com as analogias aeroacústicas utilizadas para determinar a posição das fontes sonoras e a pressão sonora em campo distante.
No capítulo 5 estão contidas as análises de potência sonora do ventilador livre e acoplado à diferentes cavidades acústicas.
O capítulo 6 detalha o teste e modelo numérico utilizados na determinação da pressão gerada pela pá do ventilador e, também, os modelos analítico e de elementos finitos utilizados na determinação da potência sonora irradiada.
O capítulo 7 contém os resultados obtidos experimentalmente e com os modelos analítico e de elementos finitos para um segundo modelo de ventilador.
Por último, o capítulo 8 apresenta as conclusões e sugestões para trabalhos futuros.
30
Definição do problema
Dinâmica dos fluidos computacional + analogias acústicas Testes de potência sonora Pressão ventilador experimental Pressão ventilador numérico
Potência sonora em dutos
-Modelo analítico Potência sonora em cavidades-Modelo de elementos finitos
Modelo alternativo de ventilador
31
2 PRINCIPAIS FONTES DE RUÍDO EM REFRIGERADORES
Um ensaio típico para determinação do ruído em refrigeradores domésticos é o de potência sonora. O espectro resultante para refrigerador com todas as fontes sonoras e operando em regime permanente está mostrado na Figura 3.
-7,7 21,4 5,8 33,4 3,8 5,6 25,2 34,5 36,5 37,1 36,2 34,8 32,6 31,5 32,1 26,9 34,4 28,8 26,1 28,1 26,6 25,1 23,8 22,3 21,2 19,1 -10,0 -5,0 0,0 5,0 10,0 15,0 20,0 25,0 30,0 35,0 40,0 N ív el de P ot ênc ia S on ora -L w [dB (A )]
Frequência em terço de oitava [Hz]
Figura 3 – Espectro do ruído típico de um refrigerador avaliado em bandas de terço de oitava. Fonte: Relatório interno LVA.
As principais fontes sonoras de um refrigerador típico foram descritas por Carva-lho (2008) e estão resumidas a seguir:
• Carcaça do compressor: Radiação direta responsável por uma parcela expres-siva do ruído global do refrigerador em funcionamento, tendo como característica fundamental o fato de possuir a maior parte de sua energia acústica distribuída nas médias e altas frequências do espectro;
• Expansão de gás: Radiação indireta, característica promovida pela expansão do gás no circuito de refrigeração;
• Tubos vibrantes: Radiação indireta causada pelas vibrações transmitidas ao ga-binete do refrigerador através dos tubos de sucção e descarga;
• Base vibrante: Ruído indireto de vibrações transmitidas ao gabinete do refrige-rador através da placa-base do compressor;
• Escoamento bifásico no evaporador: Radiação indireta gerada pela vibração do escoamento turbulento presente na região do evaporador;
• Sistema de ventilação: Ruído indireto de vibrações transmitidas pelos pontos de fixação deste sistema (quando existente) ao gabinete e também pela turbulência gerada no escoamento de ar dentro do refrigerador.
32
O nível de potência sonora (NWS) global que um refrigerador doméstico produz varia entre 38 e 45 dB(A), dependendo do produto, onde as principais fontes sonoras são o compressor e o ventilador (SATO; YOU; JEON, 2007).
É válido ressaltar que a habilidade do sistema auditivo de perceber informações não é determinado apenas pela relação entre sinal audível e o nível de pressão so-nora, mas também pela relação entre o estímulo acústico e a sensação auditiva atri-buída (ZWICKER; FASTL, 2013). Portanto, quando se trata de eletrodomésticos, o nível de pressão sonora não é o único parâmetro que deve ser levado em consideração na execução do projeto acústico. O espectro em frequência, a variação da pressão so-nora do ruído emitido e o horário de operação também são parâmetros importantes a serem considerados no conforto acústico proporcionado pelo equipamento (SILVEIRA, 2018).
2.1 COMPRESSOR
O compressor tem a função de circular o fluido refrigerante ao longo do sistema de refrigeração. Em refrigeradores domésticos é utilizado um compressor do tipo alter-nativo, composto essencialmente por um pistão que se move alternadamente dentro de um cilindro e válvulas para permitir a sucção e a descarga do fluido refrigerante.
A energia vibratória gerada no conjunto moto-compressor é devido principal-mente às variações bruscas de pressão no interior do cilindro durante o ciclo de com-pressão do gás e também em função do impacto causado pelo mecanismo alternativo (LENZI, 2003).
Carvalho (2008) quantificou a energia vibroacústica transmitida entre o compres-sor e o gabinete através de técnicas experimentais como Transfer Path Analysis (TPA) e modelos numéricos. Destaca que acima de 2 kHz o ruído irradiado pelo refrigerador tem como fonte predominante a radiação direta da carcaça do compressor devido aos seus primeiros modos de vibração.
2.2 EXPANSÃO E ESCOAMENTO BIFÁSICO
O dispositivo de expansão do refrigerador costuma ser um tubo capilar, instalado entre a saída do condensador e a entrada do evaporador. O tubo capilar reduz a pressão do fluido refrigerante de um ambiente altamente pressurizado para um de baixa pressão. O jato à jusante do tubo capilar possui flutuações de pressão que
33
geram ruído. Além disso, outra fonte sonora é gerada devido às tensões cisalhantes quando o jato de alta velocidade interage com o meio na entrada do evaporador. A faixa de frequência do ruído gerado pela descarga do tubo capilar é do tipo banda larga, estendendo-se de 100 Hz a 2 kHz, sendo que o mecanismo de expansão tem influência significativa no ruído global do refrigerador a partir da frequência de 500 Hz (NETO et al., 2014).
Hartmann e Melo (2013) investigaram um ruído similar ao de uma pipoca es-tourando, denominando popping noise, causado pela presença de bolhas de vapor no capilar. Logo após a entrada em operação do compressor existe uma quantidade substancial de líquido refrigerante no evaporador. A rápida e forte queda de pressão causada pela partida do compressor movimenta uma considerável quantidade de lí-quido frio através da linha de sucção, induzindo uma queda de temperatura no tubo capilar. Assim, as bolhas de vapor perdem calor rapidamente para a linha de sucção colapsando e gerando ondas de choque que se propagam em ambas as direções, para o condensador e para o evaporador.
2.3 CONDENSADOR E PULSAÇÃO
Hense (2015) avaliou a contribuição de um condensador externo ao ruído global de um refrigerador doméstico típico. Resultados experimentais e analíticos mostraram que o condensador possui baixa eficiência de radiação e que a sua principal contri-buição está na transmissão de energia vibratória ao gabinete. Além disso, através de medições da vibração do gabinete com o condensador acoplado e desacoplado mostrou que este componente tem uma contribuição significativa para a vibração do gabinete nas faixas de frequência de 1000 Hz a 1300 Hz e de 2200 Hz a 2500 Hz, sendo a pulsação do fluido refrigerante a excitação dominante.
Moraes (2013) desenvolveu uma metodologia de avaliação da contribuição da pulsação do gás no condensador para o ruído radiado pelo gabinete concluindo que deve-se observar o espectro da pulsação para frequências abaixo de 500Hz.
A contribuição da linha de sucção foi avaliada por Silveira (2018), constatando que a pulsação na sucção é uma fonte sonora secundária no refrigerador. Além disso, verificou que esta ocorre no sentido contrário ao ciclo de refrigeração, ou seja, as ondas geradas no compressor propagam-se em direção ao evaporador utilizando o tubo de sucção como guia de onda e que as maiores contribuições são encontradas nas faixas de frequência entre 800Hz e 2000Hz.
34
2.4 PLACA BASE
A placa base de um refrigerador tem a função de acoplar o compressor à es-trutura do gabinete. Neste sentido, Martins (2016) realizou um estudo experimental sobre o comportamento da placa base de um refrigerador verificando que esta age principalmente como um sistema de transmissão de vibrações.
Silva (2018) avaliou a radiação sonora do refrigerador gerada pela transmissão através da placa base utilizando a técnica de TPA, indicando as contribuições princi-palmente na frequência de rotação do compressor e suas primeiras harmônicas.
2.5 RUÍDO DE VENTILAÇÃO
Sistemas de ventilação costumam estar presentes em refrigeradores domésti-cos para promover uma melhor troca de calor no evaporador através da convecção forçada. Quando presentes, representam uma das principais fontes de ruído no refri-gerador (JEON; YOU; CHANG, 2007).
O estudo psicoacústico realizado em refrigeradores com ventilação ligada e des-ligada Demoliner (2017) sugere que, embora o nível de pressão sonora total seja maior na presença do ventilador, júris percebem um ruído mais agradável quando o mesmo está em funcionamento. Isso deve-se ao efeito de mascaramento de frequências to-nais devido à característica espectral de banda larga do ruído de ventilação.
Esta característica de banda larga em médias e altas frequências tem como ori-gem o escoamento turbulento no interior de dutos e cavidades, mas também têm-se ruídos tonais devido à frequência de passagem de pá (SILVA, 2018).
Os dois tipos de ventiladores normalmente usados em refrigeradores domésticos são: axiais e radiais. Suas construções se assemelham, possuindo um cubo onde são fixadas as pás. No entanto, a direção de descarga do fluido difere. No ventilador radial é realizada perpendicularmente em relação à entrada. Por sua vez, no ventilador axial a saída do fluxo é dada ao logo do eixo do ventilador (CANCILIER, 2017). A Figura 4 contém um desenho esquemático dos modelos.
35
Figura 4 – Ventilador axial (esquerda) e radial (direita). Fonte: Cancilier (2017).
A contribuição do ruído de ventilação em um refrigerador típico que utiliza um ventilador do tipo axial está apresentado na Figura 5, tal que o nível de potência so-nora (Lw) com todas as fontes ativas é dada pela curva em azul. A curva em preto representa o caso em que somente o ventilador está desligado e a vermelha quando este é a única fonte em operação. É possível notar que a ventilação é a fonte do-minante entre 100 e 630 Hz, além de haver um pico na banda de 40 Hz devido à velocidade de rotação. Levando estes fatos em consideração estipulou-se como faixa de interesse neste trabalho de 31,5 Hz a 1 kHz.
-15,0 -10,0 -5,0 0,0 5,0 10,0 15,0 20,0 25,0 30,0 35,0 40,0 45,0 N ív el de P ot ênc ia S onora -L w [dB (A )]
Frequência em terço de oitava [Hz]
Baseline 45.2 dB(A)
Ventilador Desligado 41.5 dB(A) Ventilador apenas 42.7 dB(A)
Figura 5 – Comparação do som gerado por um refrigerador com todas as fontes, ven-tilador desligado e somente o venven-tilador ligado. Fonte: Relatório interno LVA.
Ao avaliar a pressão sonora gerada pelo sistema de ventilação dentro e fora de um refrigerador, Cancilier (2017) constatou uma diferença no nível global de pressão sonora igual a 41,1 dB(A) para o caso mais crítico. Além disso, quando medido o ventilador sozinho em câmara semi-anecoica foi obtido um nível de pressão sonora de 28 dB(A). A Figura 6 mostra as posições medidas no refrigerador e o teste do
36
ventilador na condição livre. Este resultados mostram a importância do sistema de ventilação no ruído gerado por refrigeradores.
Figura 6 – Posições dos microfones no refrigerador e respectivos níveis globais. Fonte: Cancilier (2017).
37
3 FONTES DE RUÍDO EM VENTILADORES AXIAIS
O ventilador é um dispositivo mecânico para criação de escoamento em um fluido. À medida que a lâmina se move através do ar produz pressões positivas e negativas Figura 7.
Figura 7 – Perfil da pá de um ventilador.
Zhao, Sun e Zhang (2013) dividem o ventilador axial em cinco regiões diferentes: cubo, pás, bordo de ataque, bordo de ponta e bordo de fuga, Figura 8. O cubo atua como suporte e interligação entre as pás e o eixo do motor elétrico. Os bordos das pás recebem a nomenclatura baseada no escoamento do fluido sobre a pá; o bordo de ataque representa a linha onde o fluido entrará na pá; o bordo de fuga, a linha por onde o fluido sairá da pá e o bordo de ponta, a linha que faz a ligação entre as extremidades dos bordos de ataque e fuga.
Figura 8 – Regiões de um ventilador axial. Fonte: Cancilier (2017).
ven-38
tilador e que muitas vezes difíceis de distinguir. Além disso, o mecanismo dominante pode variar de acordo com o modelo de ventilador. De modo geral, o ruído possui ca-racterística de banda larga com algumas frequências tonais. O ruído de banda larga geralmente tem maior intensidade, no entanto, as componentes tonais são frequente-mente mais irritantes (BRANTJES, 2009).
Os ruídos com frequência discreta dados por Brantjes (2009) são: passagem de pá (BPF), a qual é definida como a velocidade de rotação multiplicada pelo número de pás do ventilador, e a frequência de rotação do eixo (SRF) que pode ser encontrada quando existe assimetrias na região circundante ao ventilador e no caso do centro de massa não coincidir com o eixo de rotação do ventilador.
De acordo com Heo, Cheong e Kim (2011) o ruído de banda larga em ventila-dores pode ser divido em ruído de entrada (inflow noise) e "auto ruído"(self-noise). O ruído de entrada é gerado pela interação entre a turbulência incidente e as pás do ventilador, enquanto o "auto ruído"é produzido pela interação da turbulência gerada na camada limite do perfil aerodinâmico da lâmina do ventilador e o seu bordo de fuga.
Brooks, Pope e Marcolini (1989) subdividem o "auto ruído"em cinco fontes: ruído da esteira de vórtices na camada limite laminar; ruído da esteira de vórtices devido ao acabamento do bordo de fuga; ruído devido aos vórtices de ponta; ruído de separação da camada limite e ruído do bordo de fuga devido à camada limite turbulenta. A Figura 9 mostra os mecanismos de geração de auto ruído em banda larga para um perfil de aerofólio.
39
Figura 9 – Condições de fluxo que produzem ruído de banda laga num perfil de aero-fólio. Fonte: Brooks, Pope e Marcolini (1989).
Fehse e Neise (1999) observou que as pás e a estrutura próxima ao ventilador são importantes na geração de ruído em baixa frequência sendo que o desenho da pá deve tentar evitar a separação do fluxo, o que é mais provável de ocorrer no lado da sucção, para minimizar o ruído de baixa frequência. Além disso, Quinlan e Bent (1998) notou que a existência de escoamento na folga da ponta do ventilador contribuem significativamente para o ruído de banda larga gerado por pequenos ventiladores de fluxo axial sendo a fonte dominante acima de 1 kHz.
3.1 TRABALHOS NA LITERATURA
Na literatura, são encontrados muitos trabalhos relacionados ao estudo do ruído gerado por ventiladores axiais. Cattanei, Ghio e Bongiovı (2007) apresentaram um método para a redução do ruído tonal em ventiladores de fluxo axial baseado no es-paçamento circunferencial desigual entre as pás. Os autores desenvolveram uma nova abordagem para a obtenção de geometrias balanceadas. Para a avaliação dos resultados, um ventilador axial automotivo foi testado em câmara semi-anecoica. Os espectros de potência mostraram que pás distribuídas desigualmente podem ser
utili-40
zadas para reduzir o ruído tonal. A Figura 10 mostra a geometria proposta.
Figura 10 – Ventilador original (esquerda) e com pás distribuídas desigualmente (di-reita). Fonte: Cattanei, Ghio e Bongiovı (2007).
Heo et al. (2015) propuseram modificações na estrutura do alojamento de um ventilador axial utilizado para refrigerar o compressor e o condensador de um refri-gerador doméstico. A estrutura do fluxo gerado pelo ventilador foi investigado com o uso de dinâmica dos fluidos computacional a qual revelou possíveis perdas devido às componentes radial e tangencial da velocidade no escoamento à jusante do ventilador. Assim, foi escolhido o comprimento do envólucro como parâmetro de projeto para me-lhorar o desempenho aerodinâmico e aeroacústico da unidade de ventilação, Figura 9. Finalmente, a alteração proposta reduziu o ruído global em 0,7 dB(A), aumentou a vazão volumétrica em 7,4% e melhorou a eficiência em 1,9%.
Figura 11 – Alteração no envólucro do ventilador. Fonte: Heo et al. (2015).
Gue, Cheong e Kim (2011) sugeriram novos modelos de ventilador axial utili-zando técnicas aeroacústicas baseadas no método hibrido para a determinação dos níveis de ruído. Neste método, as informações do escoamento são previstas com análises de dinâmica computacional dos fluidos (CFD) que, em seguida, são utiliza-das para prever o campo acústico por meio de analogias acústicas. Os modelos de
41
ventiladores que foram propostos possuem sulcos irregulares ao longo da direção de rotação na região do bordo de ataque e lâmina com diferentes espessuras na direção radial, Figura 12. O melhor resultado obtido foi ao combinar as duas soluções, sendo a redução no nível global de pressão sonora igual a 2,9 dB(A), considerando uma velocidade rotacional de 1190 rpm.
Figura 12 – Modelos de ventiladores. Fonte: Gue, Cheong e Kim (2011).
3.2 FONTES AERODINÂMICAS
A geração sonora representa apenas uma fração muito pequena da energia no fluxo, sendo a sua previsão direta extremamente complexa. O fato do campo sonoro ser, em certo sentido, uma pequena perturbação do fluxo, pode ser utilizado para obter soluções aproximadas (RIENSTRA; HIRSCHBERG, 2018).
Analogias acústicas fornecem tais aproximações e, ao mesmo tempo, uma de-finição do campo acústico como uma extrapolação de um escoamento ideal de refe-rência. A diferença entre o fluxo real e o de referência é identificado como uma fonte sonora, esta ideia foi introduzida por Lighthill em 1952 (HERMES, 2011).
As três maneiras mais reconhecidas de representar as fontes sonoras são: mo-nopolo, dipolo e quadripolo. A Figura 13 ilustra os três tipos de fontes, suas caracte-rísticas de fase, padrão de diretividade e relação de potência radiada.
42
Figura 13 – Fontes acústicas e suas propriedades dimensionais. Fonte: Ver e Beranek (2006).
Na terceira coluna da Figura 13, ρ0 representa a densidade do meio, L a
di-mensão característica (diâmetro na ponta para ventiladores), v a velocidade média do escoamento na região da fonte e c0 é a velocidade de propagação do som no meio.
Lighthill foi o primeiro autor a aplicar análise dimensional para a potência sonora ra-diada por diferentes fontes e derivou as relações de proporcionalidade em relação à velocidade (CORY, 2005).
• Monopolo: O mecanismo mais eficiente de geração e a fonte sonora mais sim-ples de manipular matematicamente. Pode ser visualizado como uma pequena esfera pulsante com velocidade de volume finita. Qualquer fonte que mude o seu volume em função do tempo pode ser aproximada por um monopolo desde que seu tamanho seja pequeno quando comparado com o comprimento de onda. Exemplos incluem sirenes, bolhas pulsantes e combustão instável (JACOBSEN; JUHL, 2013).
• Dipolo: É considerado o mecanismo de geração sonora predominante em tur-bomáquinas de baixa velocidade como ventiladores. A conversão de energia requer a variação da quantidade de movimento em uma região fixa do espaço. O processo é equivalente a uma esfera oscilando como um corpo rígido. Alter-nativamente, pode ser visto como duas fontes pontuais separadas por distância dque produzem sinais de igual intensidade, com fases opostas (CORY, 2005).
• Quadripolo: É o mecanismo menos eficiente de conversão em energia no qual o som é gerado aerodinamicamente. Neste caso, não há mudança de massa nem
43
quantidade de movimento. A conversão de energia é obtida forçando variações nas taxas de fluxo da quantidade de movimento. Esta fonte pode ser visualizada como um duplo dipolo com ambos oscilando no mesmo eixo (CORY, 2005).
A Figura 14 mostra como os três tipos de fontes estão presentes na geração do som em escoamentos internos, sendo u a velocidade do escoamento e M o número de Mach. É possível perceber que em jatos a fonte dominante é do tipo quadrupolo, entretanto em baixas velocidades de escoamento o ruído gerado por descontinuida-des e pelas bordas (tipo dipolo) pode se tornar dominante. Ainda, uma fonte tipo monopolo pode estar presente em qualquer fluxo mássico instável. (GORDON, 1968). Pela diferença no expoente de velocidade na potência sonora radiada por cada me-canismo, pode-se esperar que, à medida que a velocidade diminui, a dominância do ruído gerado passa de quadrupolo para dipolo e/ou monopolo.
Figura 14 – Ilustração esquemática de fontes sonoras em escoamento interno. Fonte: Gordon (1968).
Ao analisar somente escoamentos internos, nota-se a predominância de fontes tipo dipolo. Isto é devido à existência de vórtices na descontinuidade, cujo campo acústico associado é determinado pela presença de uma força externa (GORDON, 1968).
Por fim, de acordo com Sharland (1964) o ruído de ventiladores axiais é de natu-reza dipolo e as componentes banda larga possuem origem nas flutuações de pressão causadas pelo desprendimento de vórtices nas bordas de fuga. Entretanto, qualquer turbulência de larga escala antes do ventilador irá causar flutuações de pressão adici-onais que podem aumentar o ruído de banda larga de forma significativa.
45
4 SIMULAÇÃO AEROACÚSTICA DO VENTILADOR AXIAL
As análises numéricas do ruído gerado por ventiladores utilizados em refrigera-dores domésticos geralmente são realizadas com simulações CFD seguidas do uso de analogias aeroacústicas. Assim, este capítulo contém simulações realizadas com o uso do software STAR-CCM+ R8 para determinar a pressão sonora gerada pelo ven-tilador. Foram utilizados modelos Curle e Proudman para campo próximo e superfície de Ffowcs Williams-Hawkings (FWH) para campo distante.
4.1 MODELOS DE CURLE E PROUDMAN PARA CAMPO PRÓXIMO
Para previsão de campo próximo podem ser utilizados modelos capazes de ava-liar as fontes de ruído em banda larga. Os modelos consistem em determinar a dis-tribuição volumétrica de fontes quadrupolo (Proudman) e a disdis-tribuição superficial de fontes dipolo (Curle). Além disso, esses modelos utilizam os resultados da análise em CFD de regime permanente.
No domínio da frequência, um ruído de banda larga tem um espectro contí-nuo no qual a energia acústica é continuamente distribuída em todas as frequências de um determinado intervalo. Esses modelos calculam a localização e a força das principais fontes de ruído. Além disso, usam os resultados do campo fluidodinâmico de regime permanente obtidos através do modelo de turbulência Reynolds-Averaged Navier-Stokes (RANS). Por usarem simulações de regime permanente como entrada, o tempo computacional necessário é menor (CD-ADAPCO, 2018).
O modelo de Curle avalia o ruído de um fluxo de camada limite turbulenta sobre um corpo sólido, assumindo turbulência isotrópica e baixos números de Mach (M < 0,1). Esse modelo é normalmente usado para aplicações que envolvem movimenta-ção de ar, incluindo peças rotativas (como ventiladores), trocadores de calor, silenci-adores, dutos de distribuição e espaços fechados por paredes. Curle representa as fontes dipolo de ruído, isto é, ruído proveniente da flutuação de pressão na superfície resultantes de limites sólidos atuando sobre o fluido (CD-ADAPCO, 2018). Especifica-mente, este modelo calcula a contribuição local para a potência acústica por unidade de área da superfície, SAP, através da expressão
SAP = Z S Ac (12ρ0πc30) ∂p ∂t !2 dS, (4.1)
46
onde Ac corresponde à área de correlação, ρ0 é a densidade de referência do fluido
e ∂p∂t2 é calculada usando a escala de tempo da turbulência, a escala de dimensão da turbulência e a tensão de cisalhamento na parede, fornecidas pelos modelos de turbulência RANS.
O modelo de Proudman avalia a potência acústica por unidade de volume ge-rado por quadripolos considerando baixos números de Mach, turbulência e geração de ruído isotrópicas (CD-ADAPCO, 2018). A potência acústica por unidade de volume, VAP, é obtida através da expressão
V AP = αρ0 u3 l u5 c5 0 , (4.2)
sendo que α é uma constante relacionada à forma da correlação de velocidade longi-tudinal que segundo Sarkar e Hussaini (1993) varia de 0,629 até 13, u =q23kc, sendo kca energia cinética turbulenta e l é a escala de comprimento da turbulência.
4.2 MODELO DE FFOWCS WILLIAMS-HAWKINGS PARA CAMPO DISTANTE
Lighthill (1952) desenvolveu o primeiro modelo matemático para a predição em campo distante do som gerado aerodinamicamente. Já Curle (1955) expandiu esta teoria afim de incorporar efeitos de barreiras sólidas no campo sonoro e Williams e Hawkings (1969) incluiram os efeitos de superfícies em movimento. Assim, a equação de Ffowcs Williams-Hawkings (FWH) considera todas as componentes fundamentais de fontes de ruído (monopolo, dipolo e quadripolo).
Por fazer uso de métodos integrais FWH é uma abordagem prática para o cálculo do ruído em campo distante, capaz de sobrepor todas as fontes sonoras encontradas no interior de uma superfície fechada e fornecer assinaturas acústicas por usar solu-ções analíticas sobre uma integral de superfície (CD-ADAPCO, 2018). Entretanto, este modelo usa como entrada a solução de campo próximo obtida por uma análise CFD transiente, o que agrega um alto custo computacional. A Figura 15 ilustra o modelo de FWH utilizado pelo software.
47
Figura 15 – Ilustração esquemática do modelo de FWH. Fonte: CD-ADAPCO (2018).
Nesta figura, 1 representa a direção do escoamento; 2 superfície impermeável; 3 superfície permeável; 4 o limite do domínio computacional para a simulação de ruído direto; 5 os pontos em campo distante para o cálculo da pressão sonora e, finalmente, 6 apresenta uma visualização do local de origem das fontes quadripolo para o exemplo apresentado.
Uma superfície permeável atua como um filtro de região sendo posicionada uti-lizando uma transição no domínio de fluído da simulação. Essa formulação inclui as fontes de ruído distribuídas internamente à superfície em termos de monopolo, dipolo e a contribuição das fontes volumétricas, quadripolo. Neste caso, é assumido que a contribuição para o ruído das fontes volumétricas fora da superfície de integração é insignificante. Já a superfície impermeável atua como um filtro nas condições de contorno de parede, a partir das quais o ruído das fontes dipolo se origina.
A formulação utilizada pelo STAR-CCM+ na determinação da pressão sonora em campo distante, p0(x, t), para problemas com escoamentos subsônicos, foi desenvol-vida por Brentner e Farassat (1998), dada pela seguinte expressão
p0(x, t) = p0T(x, t) + p0L(x, t) + p0Q(x, t), (4.3)
sendo o termo das fontes resultantes do deslocamento de fluido devido ao movimento do corpo, p0T(x, t), dado por
48 4πp0T(x, t) = Z (f =0) ρ0 ˙ Un+ Un˙ r (1 − Mr) 2 ret dS+ Z (f =0) ρ0Un h r ˙Mr+ c0(Mr− M2) i r2(1 − M r)3 ret dS, (4.4)
o termo resultante da variação transiente da distribuição de força na superfície, p0
L(x, t), é calculado por 4πp0L(x, t) = 1 c0 Z (f =0) " ˙ Lr r (1 − Mr)2 # ret dS + Z (f =0) " (Lr− LM) r2(1 − M r) 2 # ret dS+ 1 c0 Z (f =0) Lr h r ˙Mr+ c0(Mr− M2) i r2(1 − M r)3 ret dS, (4.5)
e, finalmente, o termo que representa os quadripolos, p0Q(x, t), é dado por
4πp0Q(x, t) = ∂ 2 (∂xi) (∂xj) ! Z V " Tij (r (1 − Mr)) # ret dV, (4.6)
A nomenclatura das variáveis está apresentada a seguir:
• f = função da superfície de integração;
• LM = LiMi; • Lr = Lirˆi
• ˙Lr = ˙Lirˆi;
• Li = Pijnˆj + ρui(un− vn);
• Mi = número de Mach;
• Mr = número de Mach da fonte na direção de radiação, Miˆri;
• M˙r = ˙Mirˆi;
• ˆni = vetor unitário normal a superfície;
• Pij =tensor de tensão de compressão, (p − p0) δij − σij; • p = pressão;
• p0 = pressão de referência;
49
• ˆri = vetor unitário na direção de radiação, (x − y)/r;
• Tij= Tensor de Lighthill, ρuiuj+ δij[(p − p0) − c20(ρ − ρ0)] − σij; • t = tempo do observador;
• Un = Uinˆi; • Un˙ = Ui˙ˆni; • ˙Un = ˙Uinˆi;
• Ui = [1 − (ρ/ρ0)] vi+ (ρui/ρ0);
• ui =componentes da velocidade local do fluido; • un = uiˆni;
• vi =velocidade da superfície;
• vn=velocidade da superfície na direção normal à superfície; • x = posição do observador;
• y = posição da face; • ρ = densidade;
• σij =tensor de tensão viscosa; • τ = tempo da fonte;
• O Subscrito ret indica que a expressão é quantificada no tempo passado, τ =
t − r/c0.
É válido ressaltar que o modelo acústico de FWH é usado apenas para prever a propagação do som no espaço livre. Não inclui efeitos como reflexões sonoras, refração ou alteração de propriedades do material (CD-ADAPCO, 2018).
4.3 FREQUÊNCIA DE CORTE DA MALHA
O principal motivo para a realização de uma análise da frequência de corte da malha na solução de regime permanente é avaliar previamente ao cálculo transiente se o refinamento da malha tem resolução suficiente para capturar as estruturas de turbulência na faixa de frequência desejada (CD-ADAPCO, 2018).
O software STAR-CCM+ utiliza a formulação para frequência de corte da malha, fM C, desenvolvida por Mendonca et al. (2005), dada pela seguinte expressão,
fM C =
q
2 3kc
2D , (4.7)
50
4.4 MODELO AEROACÚSTICO PARA O VENTILADOR AXIAL
Os fenômenos aeroacústicos são inerentemente transitórios e devem ser resol-vidas usando cálculos em regime transiente (CD-ADAPCO, 2018). Entretanto, antes da realização de uma simulação fluidodinâmica transiente deve ser feita uma análise em regime permanente a afim de determinar os valores iniciais das variáveis.
O ventilador de refrigerador utilizado neste trabalho possui diâmetro externo de 90 mm e foi modelado juntamente com o motor elétrico nas condições livre e acoplado a um duto com diâmetro e comprimento de 100 mm. A Figura 16 mostra o modelo em CAD (Computer-aided design) das geometrias utilizadas.
(a) (b)
Figura 16 – Ventilador livre (a) e acoplado ao duto (b).
A velocidade rotacional dos casos analisados foi determinada experimentalmente com um tacômetro óptico Laser da fabricante Monarch modelo PLT200. Os resulta-R
dos obtidos foram utilizados nas simulações e estão apresentados na Tabela 1
Tabela 1 – Velocidade de rotação medidas para os casos estudados.
Ventilador livre 2.100 rpm
Ventilador acoplado ao duto de 100x100mm 2.450 rpm
4.4.1 Simulação CFD em regime permanente
As análises em CFD utilizaram o método dos volumes finitos (FVM) para a re-solver as equações relativas à dinâmica do fluido. Este método divide o domínio em volumes de controle (células/elementos) e integra a forma diferencial das equações governantes sobre cada volume de controle. Já os perfis de interpolação são
conside-51
rados para descrever a variação da variável entre os centroides das células. Deve-se destacar que a solução resultante desta abordagem satisfaz às equações de con-servação de massa, momento e energia. Isso é satisfeito para qualquer volume de controle, para todo o domínio computacional, bem como para qualquer quantidade de volume de controle, ou seja, mesmo uma solução com malha grosseira apresenta balanços integrais exatos (EYMARD; GALLOUËT; HERBIN, 2000).
Os modelos que foram utilizados nestas análises estão apresentados na Tabela 2.
Tabela 2 – Modelos utilizados nas análises em regime permanente.
Tipo de análise Tridimensional
Regime no tempo Permanente
Fluido Ar - densidade de 1,2 kg/m3
Modelo de fluxo Segregado
Equação de estado Gás ideal
Regime do escoamento Turbulento
Modelo de turbulência RANS (Reynolds-Averaged Navier-Stokes) tipo SST K-Omega
Tratamento de parede All y+
Modelos aeroacústicos Fontes de Curle e Proudman para regime permanente
A malha utilizou elementos do tipo poliédrico separados em três regiões, mostra-das na Figura 17, sendo a primeira, próxima ao ventilador, a que possui os elementos mais refinados com tamanho de 1 mm. Já a segunda região, com elementos de 2 mm é onde se encontra a superfície permeável de FWH e, finalmente, o restante do domínio possui elementos com dimensão de 5 mm. Nessa imagem também estão destacadas as superfícies permeável e impermeável utilizadas.
52
Figura 17 – Malha utilizada para o ventilador na condição livre.
Foi escolhido elementos do tipo poliédrico por fornecerem uma solução equili-brada para problemas complexos de geração de malha, são fáceis e eficientes de construir além disso contêm aproximadamente cinco vezes menos células que uma malha tetraédrica para uma mesma superfície inicial (CD-ADAPCO, 2018).
A espessura e número de camada prismáticas utilizadas foram determinados de acordo com a função Wall Y+. Com 12 camadas e uma espessura total de 1mm foi possível atender o critério sugerido por CD-ADAPCO (2018), onde os valores de Wall Y+ devem ser inferiores a 5 para todas as superfície.
Para o caso do ventilador com duto utilizou-se a mesma abordagem para a ge-ração da malha, sendo que a Figura 18 apresenta a malha juntamente com as super-fícies permeável e impermeável.
53
Nas simulações em regime permanente o movimento do ventilador é induzido com um sistema de coordenadas móvel aplicado na região da malha que contém as pás, ou seja, a posição das células da malha não mudam. Essa abordagem corres-ponde a tirar uma foto instantânea do campo de fluido com o objeto em movimento numa posição específica. Como nesta simulação o ventilador não gira, diferentes posições da pá na geometria tem soluções diferentes para o campo fluidodinâmico (CD-ADAPCO, 2018).
A Figura 19 apresenta o perfil de pressão na superfície das pás do ventilador livre e no domínio de fluido. Ao analisar o resultado verifica-se que a pressão na superfície das pás possui um aumento gradual até o seu valor máximo localizado no encontro entre o bordo de fuga e o de ponta. Já no fluido nota-se que a frente do ventilador existem locais de alta e baixa pressão, que se assimilam a um quadripolo em linha, e na região das pás pode-se observar um dipolo com fase oposta.
(a) (b)
Figura 19 – Pressão na superfície (a) e no fluido (b) para o ventilador livre.
Analisando os resultados das fontes de Curle e Proudman para o ventilador livre, Figura 20, observa-se que os maiores valores para as fontes de Curle, dipolos, são encontrados nos bordos de ponta do ventilador. Já a principal região para Proudman, quadripolos, está localizada logo à frente do ventilador.
54
(a) (b)
Figura 20 – Fontes de Curle (a) e fontes de Proudman (b) para o ventilador livre.
Os resultados de pressão nas superfícies sólida e no fluido para o ventilador aco-plado a um duto são mostrados na Figura 21. Neste caso as altas pressões também são encontradas no duto e não fica claro onde estão localizadas as fontes sonoras como no caso do ventilador livre .
(a) (b)
Figura 21 – Pressão na superfície (a) e no fluido (b) para o ventilador acoplado ao duto.
Finalmente, ao analisar os resultados de Curle e Proudman, Figura 22, nota-se que as fontes sonoras estão localizadas principalmente nos bordos do ventilador e na região próxima às pás.
55
(a) (b)
Figura 22 – Fontes de Curle (a) e fontes de Proudman (b) para o ventilador com duto.
4.4.2 Simulação transiente
A partir dos resultados das variáveis do campo fluido dinâmico obtidos na simula-ção de regime permanente procede-se para a simulasimula-ção em regime transiente, cujos modelos utilizados estão apresentados na Tabela 3.
Tabela 3 – Modelos utilizados na análise em regime transiente.
Tipo de análise Tridimensional
Regime no tempo Transiente implícito
Fluido Ar
Modelo de fluxo Segregado
Equação de estado Gás ideal
Regime do escoamento Turbulento
Modelo de turbulência DES (Detached eddy simulation) tipo SST (Menter) K-Omega Detached eddy
Tratamento de parede All y+
Modelos aeroacústicos Superfície de FWH
O movimento do ventilador em simulações transiente é realizado por meio de uma malha deslizante, na qual a região das pás muda de posição em cada intervalo de tempo, enquanto o restante das células ficam paradas.
O tempo físico total e a resolução no tempo, ∆t, foram definidos de acordo com a recomendação de CD-ADAPCO (2018), que sugere simular entre 100-200 rotações
56
completas para se obter uma boa amostra estatística para o processamento digital de sinais e uma resolução temporal correspondente a um incremento de 1◦ na rotação da hélice, Equação 4.8.
∆t = 1 6ωrpm
, (4.8)
onde ωrpm é a velocidade rotacional do ventilador em rotações por minuto e Nb o número de pás do ventilador.
Através desses critérios definiu-se o tempo físico total de 3 s com resolução no tempo de 7,9.10−5 s para a 2.100 rpm e 6,80.10−5 s para 2.450 rpm.
O computador utilizado para realizar as simulações possui um processador AMD Opteron(tm) Precessor 6176SE com frequência de clock 2,3 GHz e 256 Gb de memó-ria tipo DDR3. Os resultados obtidos para a pressão sonora em campo distante e a comparação com aqueles encontrados experimentalmente, contidos no próximo item, estão apresentados nas Figuras 26 e 27.
4.4.3 Validação experimental
Com o intuito de validar os resultados numéricos, foram realizadas medições de pressão sonora na câmara semi-anecóica do laboratório de vibrações e acústica (LVA) da Universidade Federal de Santa Catarina (UFSC).
Como as simulações consideram um campo livre, foi utilizada espuma acústica no piso da câmara para reduzir os efeitos da reflexão desta superfície. A Figura 23 mostra o experimento utilizado para medição da pressão sonora.
(a) (b)
Figura 23 – Teste para obtenção da pressão sonora realizado em câmara semi-anecoica: ventilador livre (a) e ventilador com duto (b).
57
Tabela 4 – Equipamentos utilizados nos testes.
Equipamento Fabricante Modelo
Microfones de campo livre Brüel and Kjaer 4189-A01
Analisador de Sinais Siemens SCADAS M03
Software Siemens LMS Test.Lab 14A
4.4.4 Resultados e discussões
Esta seção apresenta a comparação dos resultados experimentais com os nu-méricos. O ponto utilizado para a comparação da pressão sonora possui coordenadas (0; −0, 25; 0, 25)[m], sendo a origem do sistema localizada no centro das pás do ven-tilador, como mostrado na Figura 24. Este ponto foi escolhido para a avaliação da pressão sonora por não apresentar influência do escoamento durante os testes, ao contrário daqueles localizados na parte fontal e por possuir uma melhor relação si-nal/ruído quando comparado com os posicionados atrás do ventilador.
Figura 24 – Posição utilizada para avaliar a pressão sonora.
A Figura 25 mostra uma comparação dos espectros do nível de pressão sonora para um microfone com e outro sem a influência do escoamento, nota-se uma grande diferença no nível de pressão sonora principalmente em baixas frequências.
58 102 103 Frequência [Hz] 0 10 20 30 40 50 60 70
Nível de Pressão Sonora - Lp [dB]
Com influência do escoamento Sem influência do escoamento
Figura 25 – Comparação entre microfones com e sem influência do escoamento sobre a membrana.
Os resultados de pressão sonora para o ventilador na condição livre estão apre-sentados na Figura 26. Primeiramente, percebe-se que o ruído de fundo da medição ficou próximo de quando o ventilador estava ligado, sendo menor que 10 dB em várias bandas de terço de oitava. Além disso, o resultado para a superfície permeável é signi-ficativamente maior que o obtido para a impermeável, o que permite concluir, segundo esta análise, que as principais fontes de ruído estão localizadas no escoamento e não na superfície da pá.
O resultado numérico para a superfície permeável foi o mais próximo do experi-mental, entretanto ressalta-se que a medição possui um ruído de fundo significativo.
59 102 103 Frequência [Hz] -20 -10 0 10 20 30 40
Nível de Pressão Sonora - Lp [dB]
Farassat impermeável Farassat permeável Experimental
Ruído de fundo experimental
Figura 26 – Comparação numérica - experimental para o ventilador na condição livre.
A Figura 27 mostra os resultados para o ventilador acoplado a um duto com di-âmetro e comprimento de 100 mm. Neste caso, o nível de pressão sonora medido foi significativamente maior que o ruído de fundo e já começa a ser possível visua-lizar dois picos que conforme será discutido no próximo capítulo estão associados a frequência de passagem de pá e ao primeiro modo longitudinal do duto.
Analisando os resultados numéricos percebe-se que as curvas da superfície per-meável e imperper-meável estão próximas, mostrando assim que para o ventilador aco-plado ao duto o ruído gerado nas superfícies sólidas é mais significativo que no caso do ventilador livre. Além disso, a queda no valor da pressão sonora numérica a partir de 500 Hz é relativa à frequência de corte da malha como pode ser visto na Figura 28. Finalmente, os resultados experimentais não apresentaram concordância com os numéricos principalmente devido à malha pouco refinada na região interna do duto.
60
Figura 27 – Comparação numérica - experimental para o ventilador acoplado ao duto.
Figura 28 – Frequência de corte da malha para o ventilado com duto.
Por mais que os resultados numéricos obtidos possam ser melhorados com o uso de diferentes malhas e configurações do software, o fato de ser necessário realizar simulações CFD transientes tornou o tempo de processamento muito alto, sendo de 45 dias para o ventilador livre.
Entretanto, nessas análises foi observado que o nível de pressão sonora gerada pelo ventilador quando acoplado ao duto foi significativamente maior, sendo 42 dB o valor global para o caso do ventilador livre e 60 dB quando adicionado o duto. Isso motivou a análise dos efeitos de dutos e cavidades no ruído gerado por ventiladores quando acoplado a estes componentes, conforme será abordado no próximo capítulo.
61
5 EFEITO DA CAVIDADE NA GERAÇÃO DE RUÍDO
Resultados anteriores indicaram uma diferença significativa nos níveis de pres-são sonora para o ventilador livre e quando acoplado a uma cavidade acústica. Para um melhor entendimento desta diferença foi elaborada uma sequência de testes com o objetivo de avaliar o espectro de potência sonora gerado pelo ventilador quando li-vre e acoplado a diferentes dutos e uma cavidade retangular. Neste capítulo serão descritos os testes e as análises realizadas.
Existem diversas formas de obter a potência sonora de uma fonte de ruído, den-tre as quais pode-se citar as que utilizam as câmaras semi-anecóica e reverberante. Neste trabalho, os níveis de potência sonora (LW) foram obtidos na câmara semi-anecoica do Laboratório de Vibrações e Acústica (LVA) da Universidade Federal de Santa Catarina (UFSC), segundo a norma ISO3744 (2010).
A medição de potência sonora utilizou uma superfície com 10 microfones, sendo o nível de pressão sonora médio no tempo, Lp, do conjunto obtido por
Lp = 10 log 1 Nm Nm X i=1 100,1Lpi ! [dB], (5.1)
onde Lpié o nível de pressão sonora médio no tempo medido no microfone da posição iem [dB] e Nm é número de microfones utilizados na medição.
A partir do nível de pressão sonora médio é possível calcular nível de potência sonora, LW, através da expressão,
LW = Lp+ 10 log S
S0
[dB], (5.2)
sendo S é a área da superfície de medição em metros quadrados e S0 = 1 m2.
A Figura 29 contém as posições recomendadas pela ISO3744 (2010) para todas as fontes de ruído, incluindo as que emitem tons discretos. As dez posições chaves estão marcadas com pontos pretos. As posições adicionais, de 11-20, devem ser utilizadas quando tem-se uma grande variação (10 dB) entre os resultados de nível de pressão sonora nas posições chave. Além disso, ”A” é a superfície de medição e ”B” é a caixa de referência na qual a fonte sonora deve estar contida.
