DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA DE CONTROLE E AUTOMAÇÃO
SÉRGIO LUIS CLEM
ESTUDO SOBRE A ATENUAÇÃO DE RUÍDO EM TUBULAÇÕES INDUSTRIAIS A PARTIR DE RESSONADORES ACÚSTICOS
OURO PRETO - MG 2017
ESTUDO SOBRE A ATENUAÇÃO DE RUÍDO EM TUBULAÇÕES INDUSTRIAIS A PARTIR DE RESSONADORES ACÚSTICOS
Monografia apresentada ao Curso de Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Ouro Preto como requisito para a obtenção do título de Engenheiro Mecânico.
Professor orientador: Dr. Gustavo Paulinelli Guimarães
OURO PRETO – MG 2017
Ao meu orientador, Gustavo Paulinelli, por ter guiado meu trabalho e me apresentado uma nova área de interesse.
Aos meus companheiros de república e amigos ouro-pretanos por todo o tempo de conversas, conselhos e diversão.
"Eu prefiro ter perguntas que não podem ser respondidas do que respostas que não podem ser questionadas".
Richard Feynman
RESUMO
O presente trabalho busca desenvolver uma solução alternativa para os ruídos gerados e propagados por ventiladores e tubulação de ventilação industrial. Como a solução atual apresenta diversas desvantagens (perda de carga, espaço para instalação, manutenção e vida útil), é proposta a utilização de ressonadores reativos, mais especificamente, do ressonador de Helmholtz. Para que fossem feitos os testes pertinentes ao estudo, foi desenvolvida uma bancada de testes para simular, em pequena escala, um sistema de ventilação industrial. As respostas do sistema foram adquiridas com o auxílio de um módulo de aquisição e tabuladas e processadas através de três softwares, são eles: MS Excel, LabView e Scilab. O sistema foi submetido à diferentes temperaturas e o ressonador foi aplicado em cada uma delas.
Observou-se que os ressonadores de Helmholtz foram capazes de atenuar, em média, entre 9,5 e 10 dB nas faixas de frequências e temperaturas para as quais foram sintonizados. Com base nos resultados obtidos, pode-se afirmar que os ressonadores de Helmholtz são uma alternativa promissora para a aplicação em ventilação industrial.
Palavras-chave: ressonador de Helmholtz, ventilação industrial, ruídos, ressonadores reativos, impedância.
ABSTRACT
The present work seeks to develop an alternative solution to the generated and propagated noises by the action of industrial fans and pipes. While the most common approach to the problem presents numerous disadvantages (cargo loss, space needed to installation, maintenance and lifespan), it is proposed the use of reactive resonators, more specifically, the Helmholtz resonator. To make the pertinent tests to the study, it was developed an experimental bench to simulate, on a small scale, an industrial ventilation system. The responses of the system were acquired with the aid of an acquisition module and tabulated and processed through three softwares, which are: MS Excel, LabView and Scilab. The system was submitted to different temperatures and the resonator was applied in each one of them. It was observed that the Helmholtz devices were capable to attenuate, on average, between 9,5 and 10,0 dB in the frequencies bands and temperatures selected. Through the acquired results, it can be affirmed that the Helmholtz resonator are a promising alternative for application in the industry.
Key-words: Helmholtz resonator, industrial ventilation, noises, reactive resonators, impedance.
LISTA DE SIMBOLOS S – Área do pescoço do ressonador (m2)
L – Comprimento do pescoço do ressonador (m)
δ – Fator de correção do comprimento efetivo do pescoço do ressonador (m) L’– Comprimento efetivo do pescoço do ressonador (m)
V – Volume da cavidade do ressonador (m3) NPS – Nível de pressão sonora (dB)
ω0 – Frequência natural do ressonador (Hz) K – Rigidez (N/m)
M – Massa (Kg)
c – Velocidade do som (m/s) ρ – Densidade (Kg/m3) Pi – Onda incidente Pr – Onda refletida Pt – Onda transmitida
Pb – Onda transmitida na abertura lateral do duto Ui – Velocidade de volume da onda incidente Ur – Velocidade de volume da onda refletida Z – Impedância (Pa.s/m)
αr – Coeficiente de reflexão αt – Coeficiente de transmissão X – Reatância acústica
LISTA DE FIGURAS
Figura 1 - Cavidade Retangular. . ... 7
Figura 2 - Ressonador de Helmholtz - Cavidade Esférica. ... 7
Figura 3 - à esquerda, um ressonador de Helmholtz típico; à direita, um sistema MKC. . ... 7
Figura 4– Reflexão de ondas em dutos. ... 10
Figura 5 – Duto com abertura lateral. ... 12
Figura 6– de valores para transmissão e reflexão ... 13
Figura 7 - atenuação (em dB) de um ressonador de Helmholtz sintonizado em 311 Hz. ... 15
Figura 8 - Perda de Transmissão por razão de frequência (ω⁄ω_0 ) para diversos valores de β. ... 16
Figura 9 - Fluxograma das atividades desenvolvidas.. ... 19
Figura 10 - Esquema da bancada para teste com o ressonador de Helmholtz.. ... 21
Figura 11 - Ressonador de Helmholtz com comprimento variável.. ... 22
Figura 12 - Algoritmo utilizado para auxiliar o cálculo da posição do pistão devido à variação de temperatura. ... 23
Figura 13 - Curva de pressão sonora no tubo de PVC sem presença de ressonadores e à temperatura ambiente. ... 24
Figura 14 - Sistema com atenuação da fonte e sem atenuação da fonte. ... 25
Figura 15 - Sistema com atenuação do primeiro modo do tubo e sem a atenuação do primeiro modo. ... 25
Figura 16 - Curvas de NPS com a utilização de ressonadores a 21 mm. ... 26
Figura 17 - Curvas de NPS com a utilização de ressonadores a 61 mm. ... 27
Figura 18 - Variação da frequência natural do ressonador junto à temperatura ambiente. ... 27
LISTA DE TABELAS
Tabela 1 - Equações de determinação do comprimento efetivo. ... 8 Tabela 2 - Variáveis e indicadores. ... 20
SUMÁRIO
1 INTRODUÇÃO ... 1
1.1 Formulação do Problema ... 1
1.2 Justificativa ... 3
1.3 Objetivos ... 4
1.3.1 Geral ... 4
1.3.2 Específicos ... 4
1.4 Estrutura do Trabalho ... 4
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ... 6
2.1 Ressonador de Helmholtz ... 6
2.1.1 Elementos do Ressonador de Helmholtz ... 7
2.1.2 Equações Governantes ... 9
2.2 Reflexão de Ondas em Dutos ... 10
2.3 Teoria Geral da Abertura Lateral em Dutos ... 12
2.3.1 Nível de Pressão Sonora (NPS) ... 13
2.3.2 Ressonador de Helmholtz em Abertura Lateral e Perda por Transmissão ... 14
2.3.3 Fator de Qualidade... 16
2.4 Considerações Finais ... 17
3 METODOLOGIA ... 19
3.1 Tipo de Pesquisa ... 19
3.2 Materiais e Métodos ... 19
3.3 Variáveis e Indicadores... 20
3.4 Instrumentos de Coleta de Dados ... 20
3.5 Tabulação de Dados ... 23
3.6 Considerações Finais do Capítulo ... 23
4 RESULTADOS ... 24
5 CONCLUSÃO ... 29
5.1 Propostas de Trabalhos Futuros ... 29
REFERÊNCIA BIBLIOGRÁFICA ... 30
1 INTRODUÇÃO
1.1 Formulação do Problema
Auditórios, teatros, salas de conferências e palestras dependem crucialmente de diversas características arquitetônicas para que sua performance se adéque à sua finalidade.
No escopo da acústica o principal objetivo é prover máxima inteligibilidade e qualidade sonora; de modo que os presentes no recinto possam entender e sentirem-se confortáveis com os sons emitidos naquele ambiente.
Já com relação ao ambiente industrial, outra preocupação é referente à salubridade.
Devido ao porte dos equipamentos, na indústria os ruídos podem alcançar níveis não só desconfortáveis, mas também prejudiciais à saúde.
Este trabalho tem foco em ambientes industriais dotados de um sistema de ventilação.
Os sistemas de ventilação, em sua maioria costumam ser muito ruidosos dado que são compostos por equipamentos que tem alto movimento relativo entre suas partes: como é o caso do motor e conjunto de hélices. Além disso, a propagação do ruído gerado pelos ventiladores é facilitada pelos dutos de ar, que distribuem o fluxo de ar. Desse modo, a solução aqui apresentada se dedica a reduzir o ruído gerado pela ventilação industrial.
A ventilação industrial é o processo de inflar ou retirar ar de um ambiente industrial fechado. É o principal meio de limpar e controlar as propriedades do ar em um ambiente industrial. Tal processo pode ser realizado por meios naturais ou mecânicos. A ventilação industrial pode ser subdividida em 3 partes diferentes, segundo Macintyre (1990). São elas:
1) Ventilação Natural;
2) Ventilação geral;
a) De conforto térmico;
i) Diluidora:
ii) Por insuflamento;
iii) Por exaustão;
3) Ventilação local exaustora.
O trabalho atual é focado nos processos contidos nos itens 2 e 3. Uma vez que estes utilizam ventiladores, exaustores e tubulações industriais. Nesses sistemas, um dos problemas enfrentados é o ruído gerado pelo movimento das pás dos ventiladores ou exaustores e transmitido pela extensão da tubulação. Tal ruído pode alcançar altos valores de pressão
sonora (em dB) e, consequentemente, comprometer a qualidade e segurança do ambiente de trabalho. Torna-se natural, então, a utilização de algum tratamento acústico. Os ruídos gerados no ventilador/exaustor ocorrem devido ao choque entre as pás e o ar que empurram.
Logo, sabendo-se a rotação e número de pás do equipamento é possível identificar a frequência crítica do ruído gerado, ou seja, qual frequência tem maior contribuição para o ruído gerado. É comum que esse valor seja inferior à 500 Hz, sendo considerado um ruído de baixa frequência. A classificação da faixa de frequência do ruído define o tipo de solução a ser implementada, dado que as eficiências de cada atenuador dependem crucialmente dessa frequência (BISTAFA, 2011).
No caso específico dos sistemas de ventilação, a solução utilizada na indústria se resume na instalação de painéis feitos de materiais de alta absorção acústica juntamente com mudanças na geometria da tubulação que conduz o ar. Assim, toda vez que a onda acústica colide com os materiais absorvedores, perde um pouco de energia. E, se houver área de absorção e colisões suficientes entre as ondas e os absorvedores haverá a redução de pressão sonora adequada para o sistema. Tal modelo de atenuação pode ser classificado como resistivo.
A absorção descrita ocorre em faixas mais altas de frequências, o que deixa a faixa de baixas frequências descobertas em soluções dessa natureza.
Alternativamente aos atenuadores resistivos, há os atenuadores reativos. Esses últimos utilizam as características da própria onda acústica para sua atenuação, a partir de mudanças repentinas de geometria. A para atenuação acústica acontece através do princípio reativo (troca entre energia cinética e potencial), baseado na reflexão das ondas, através de mudança de impedância repentina na trajetória de propagação da onda.
Tais elementos são denominados ressonadores, apresentando as seguintes tipologias:
ressonadores de um quarto ou meio comprimento de onda (extremidade aberta ou fechada), câmaras de expansão, painel ressonador e ressonadores de Helmholtz (FAHY, 2001). Outro tipo de ressonador, com características específicas, é conhecido na área de engenharia de áudio e gravação como "armadilha de grave" (EVEREST, 2001).
Nesse estudo, será feita uma investigação sobre a viabilidade técnica na aplicação de atenuadores reativos, mais especificamente o Ressonador de Helmholtz para sistemas de ventilação industrial, objetivando a resposta à seguinte pergunta ao problema:
Como desenvolver um atenuador acústico reativo capaz de reduzir significativamente ruídos em dutos de tubulações industriais?
1.2 Justificativa
Os tratamentos acústicos resistivos apresentam alguns inconvenientes para aplicação em ventilação industrial. Entre eles estão a perda de carga e espaço necessário para instalação.
Como os painéis absorvedores apresentam melhor eficiência para redução de ruídos de alta frequência, torna-se necessário a utilização de uma grande quantidade desses materiais para que se alcance a atenuação desejada. As consequências desse dimensionamento são gastos excessivos com material e mudanças drásticas no projeto de ventilação, muitas vezes consumindo um espaço valioso dentro da indústria. Além desses inconvenientes, temos a perda de carga devido às mudanças na geometria da tubulação e a inclusão dos painéis no interior dos tubos. Por esse último motivo, às vezes é necessário super dimensionar o ventilador/exaustor utilizado para compensar o efeito de perda.
A aplicação de atenuadores reativos nesse caso parece mais adequada. Esses dispositivos não dependem do fenômeno de absorção acústica do material, mas sim de suas propriedades geométricas (KINSLER et. al. 2000) e, em menor grau, da rugosidade da superfície do material (GUIMARÃES, 2013). Além disso, o dispositivo normalmente é projetado para atenuar frequências específicas, que são críticas no sistema, permitindo o alcance de uma eficiência não alcançável no atenuador resistivo.
Nesse sentido, o desenvolvimento de atenuadores reativos contribui enormemente para o tratamento acústico de sistemas de ventilação industrial. Por serem compactos e exigirem mínima alteração de projeto, são menos invasivos e mais versáteis. Ou seja, mais facilmente adaptáveis à futuras modificações na planta de instalação.
O ressonador de Helmholtz se mostrou mais adequado por apresentar frequência natural única, associada à variação linear de uma de suas das dimensões, o que facilitaria seu projeto e aplicação, quando comparados a outros tipos de ressonadores existentes (SOHN e PARK, 2011).
1.3 Objetivos 1.3.1 Geral
Investigar a viabilidade técnica de um sistema atenuador acústico baseado em ressonadores reativos para a atuação em ventilação industrial.
1.3.2 Específicos
1. Desenvolver um estudo sobre o comportamento geral dos ressonadores reativos;
2. Desenvolver um estudo do comportamento dos ressonadores em situações que simulem o ambiente de ventilação industrial. Nesse sentido, será dado foco ao parâmetro temperatura.
3. Experimentar em bancada um sistema que possua as mesmas propriedades essenciais que um sistema de ventilação industrial. A fim de fazer a prova de conceito sob o qual reside o cerne deste estudo.
1.4 Estrutura do Trabalho
O trabalho é composto de cinco capítulos. No primeiro deles é feito a descrição e contextualização do problema. Além disso, elabora-se uma breve distinção entre o fenômeno de atenuação passivo e reativo.
O segundo capítulo parte de explanações básicas sobre os fenômenos de atenuação acústica e em seguida caracteriza os tipos de ressonadores que serão estudados neste trabalho.
Ainda no segundo capítulo será necessário analisar os efeitos de variação de parâmetros como temperatura, pressão interna à tubulação de ventilação e umidade do ar. Também serão vistos pontos práticos relacionados ao projeto de tais dispositivos.
O terceiro capítulo trata da metodologia utilizada na formulação do processo experimental. É nesse capítulo que se definirão as variáveis e indicadores consideradas no trabalho. Além disso, é feita a descrição do sistema utilizado para simular em bancada o sistema de ventilação, sobre o qual a solução será aplicada; e os meios usados para tabular e processar os dados.
O quarto capítulo condensa as informações adquiridas na bancada de experimentação.
Depois de efetuados os testes, tabulados e processados os dados, é feita a apuração dos resultados obtidos juntamente com os comentários pertinentes a cada cenário.
O quinto capítulo traz a compilação das informações obtidas com o processamento dos dados. Neste capítulo é feito o cruzamento entre as informações contidas no capítulo de resultados e os objetivos previamente estipulados. Também se encontram sugestões para continuidade do estudo.
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
Neste capítulo é apresentada a natureza fenomenológica de um dos dispositivos atenuadores reativos, a saber: o ressonador de Helmholtz. Também são feitas breves considerações sobre a influência que temperatura, pressão e umidade têm sobre seu comportamento.
O efeito de atenuação causado pela presença de um ressonador de Helmholtz se deve ao princípio reativo, ou seja, troca entre energia potência e cinética. Além disso, o ressonador de Helmholtz apresenta ótimo desempenho em ruídos de faixa específica em baixa frequência.
Desta forma, o capítulo atual será dividido nos seguintes itens e sequência:
1. apresentação do comportamento e equações de um ressonador de Helmholtz genérico;
2. breve apresentação dos conceitos referentes à reflexão de ondas em dutos;
3. apresentação da teoria geral de abertura lateral — que nos permitirá desenvolver a equação de perda por transmissão (PT) obtida por um ressonador.
2.1 Ressonador de Helmholtz
Segundo Tang e Sigranano (1973), um ressonador de Helmholtz é entendido como um volume de ar enclausurado em uma cavidade e conectado ao meio externo através de um orifício. A existência deste ressonador acoplado em uma cavidade em estudo, exerce sobre essa cavidade modificações no comportamento acústico de seus modos acústicos naturais (FAHY e SCHOFIELD, 1980). Tal capacidade permite o projeto do ressonador para atendimento a determinados comportamentos acústicos.
Apesar do estudo de ressonadores de Helmholtz terem seu início há várias décadas atrás (TANG e SIGNANO, 1973), diversas pesquisas ainda são realizadas a esse respeito (YU e CHENG, 2015; YU et. al., 2015).
As Figuras 1 e 2 mostram ressonadores de Helmholtz com diferentes geometrias ligados à um tubo externo. As dimensões: área da seção transversal do orifício (S), comprimento do pescoço (L) e volume da cavidade (V) são os principais responsáveis pela faixa de frequência e nível pressão sonora (NPS) que será atenuada pelo equipamento. Outros
parâmetros têm relevância secundária para o comportamento geral do sistema, muitas vezes sendo desconsiderados como, por exemplo, a rugosidade e forma do orifício e cavidade.
Figura 1 - Cavidade Retangular.
Fonte: o autor.
Figura 2 - Ressonador de Helmholtz - Cavidade Esférica.
Fonte: o autor.
2.1.1 Elementos do Ressonador de Helmholtz
Ao se considerar um sistema acústico com dimensões de cavidade pequenas em relação ao comprimento de onda, o movimento do meio no sistema será análogo a um sistema mecânico de um grau de liberdade com massa, mola e amortecedor, conhecido por sistema MKC (apresentado esquematicamente na Figura 3).
Figura 3 - à esquerda, um ressonador de Helmholtz típico; à direita, um sistema MKC.
Fonte: o autor.
Para que a analogia funcione corretamente, são feitas as seguintes considerações (FAHY, 2001):
1. O fluido presente no pescoço se comporta como a massa do sistema MKC;
2. O ar na cavidade é compressível e armazena energia potencial, fazendo as vezes do elemento de rigidez;
3. Por fim, o efeito de perdas devido ao atrito viscoso e à radiação nas extremidades do pescoço correspondem ao amortecimento. Esse último fenômeno, representa uma pequena parcela do efeito geral do ressonador. Em muitos casos, inclusive no presente, ele é desconsiderado devido sua baixa significância.
Cabe observar também que a dimensão chamada de L’ na Figura 3 se refere ao comprimento efetivo do pescoço. Esse valor representa uma correção relacionada ao comprimento puramente geométrico do ressonador. Isso ocorre devido ao fato de que o volume do fluido que se na região do pescoço é ligeiramente maior do que o próprio pescoço.
Torna-se assim necessário a utilização de tal correção para prever com mais exatidão o comportamento do dispositivo. Assim, L’ é dado por:
𝐿′= 𝐿 + 𝛿
Segundo Santana (2008) os valores de δ são obtidos conforme a Tabela 1.
Tabela 1 - Equações de determinação do comprimento efetivo.
Δ
Limitações(1) 𝛿 = 0,85𝑑(1 − 0,7√𝐴𝑅) Baixa amplitude, sem fluxo (2) 𝛿 = 0,4𝑑(1 − 0,7√𝐴𝑅) Alta amplitude, elevado fluxo (3) 𝛿 = 3 8⁄ 0,85𝑑(1 − 0,7√𝐴𝑅) Bordas de orifício agudas,
amplitudes moderadas (4) 𝛿 = 0,85𝑑(0,5 − 0,7√𝐴𝑅) Alto valor de fluxo (5) 𝛿 = 0,877√𝐴𝑎(1 − 0,818√𝐴𝑅) Aberturas não circulares e
amplitudes moderadas (6) 𝛿 = 0,96√𝐴𝑐(0,5 − 0,7√𝐴𝑅) Todos os casos
Fonte: Adaptado de Santana Jr. (2008).
Onde Aa é a área da seção transversal do pescoço, Ac é a área da seção transversal da cavidade e AR é Aa/Ac e d é o diâmetro do pescoço.
Tendo apresentado os elementos do ressonador e suas correspondentes funções no sistema, é feita a exposição das equações que determinam o comportamento do ressonador, tornando possível a análise de seu modelo matemático e consequente dimensionamento.
2.1.2 Equações Governantes
A seguir, é exposto o conjunto de equações que descrevem o comportamento dinâmico do ressonador de Helmholtz. Estas equações têm uma fundamental importância no estudo analítico dos atenuadores e também em seu dimensionamento. São elas: equação de massa, equação de rigidez, equação de frequência natural, equação de perda por transmissão, equações de resistência do sistema e equação do fator de qualidade (GERGES, 2000).
Sempre lançando mão da analogia com o sistema MKC, determina-se o elemento análogo à massa do sistema através do cálculo da massa de ar presente no orifício do dispositivo, ou seja:
𝑀 = 𝜌𝐿′𝑆 (1)
onde M é a massa, S é a área da seção do pescoço e ρ é a densidade do ar.
A rigidez do sistema relaciona a força atuante na extremidade do pescoço quando uma certa quantidade de ar é deslocada. Tem-se então:
𝐾 = 𝜌𝑐2𝑆2 𝑉
(2)
onde K é a rigidez, V é o volume da cavidade e c é a velocidade do som.
A frequência natural do dispositivo ocorre quando a impedância do sistema é zero, segundo Fahy (2001). A correta compreensão desta grandeza é crucial para o dimensionamento do dispositivo, dado que a partir dela é possível se determinar todas as características geométricas do ressonador para atenuar determinada frequência. Assim temos:
𝜔0𝑀 − 𝐾
𝜔0 = 0 (3)
e, consecutivamente:
𝜔0 = √𝐾
𝑀 = 𝑐√ 𝑆 𝐿′𝑉
(4)
onde ω0 é a frequência natural do ressonador.
Antes de apresentar a equação que determina a quantidade de pressão absorvida pelo dispositivo em questão, é feita uma breve introdução ao comportamento de ondas em dutos.
2.2 Reflexão de Ondas em Dutos
Os atenuadores reativos causam a perda de ruído por transmissão enviando energia sonora novamente à fonte.
Pode-se afirmar que o fenômeno de atenuação desses dispositivos depende do padrão de reflexão das ondas dentro da tubulação. É feita, então, uma breve exposição da teoria de reflexão de ondas em dutos.
Considere o duto da Figura 4. As ondas incidentes e refletidas em X= 0 podem ser descritas da seguinte maneira: Pi representa a onda incidente, Pr a onda refletida e Pt a onda transmitida.
Figura 4– Reflexão de ondas em dutos.
Fonte: Gerges (2000)
𝑃𝑖= 𝐴𝑒𝑖(𝜔𝑡−𝑘𝑥) (5)
𝑃𝑟 = 𝐵𝑒𝑖(𝜔𝑡−𝑘𝑥) (6)
onde A e B são constantes complexas.
O coeficiente de reflexão de potência sonora no plano de mudança variação de seção do duto, em X = 0 é dado por:
𝛼𝑟 = |𝐵 𝐴|
2
=
(𝑅0−𝜌𝑐
𝑆1)2+ 𝑋02 (𝑅0+𝜌𝑐
𝑆1)2+ 𝑋02
(7)
onde Z0 = R0 + i X0. Sendo o termo real da equação chamado de resistência acústica e o termo imaginário chamado de reatância acústica. O coeficiente de transmissão (αt) pode ser encontrado em função do coeficiente de reflexão (αr):
𝛼𝑡 = 1 − 𝛼𝑟 = 4𝑅0𝜌𝑐/𝑆1 (𝑅0+𝜌𝑐
𝑆1)2+ 𝑋02
(8)
Tais equações são aplicáveis para dutos que apresentem a variação de seção na forma apresentada na Figura 4. Além disso, caso o comprimento de onda seja grande comparado ao diâmetro dos dois dutos, a impedância acústica da onda transmitida em X = 0 será:
𝑍0 = 𝜌𝑐/𝑆2 (9)
Utilizando as condições de contorno para resolver as equações 1 e 5, temos:
𝐵
𝐴 =𝑆1− 𝑆2 𝑆1+ 𝑆2
(10)
𝛼𝑟 = |𝐵 𝐴|
2
= (𝑆1− 𝑆2)2 (𝑆1+ 𝑆2)2
(11)
𝛼𝑡 = 1 − 𝛼𝑟 = 4𝑆1𝑆2 (𝑆1+ 𝑆2)2
(12)
Novamente, caso o diâmetro de um dos dutos se aproxime do diâmetro do comprimento de onda, estas equações (10, 11 e 12) não são válidas, justamente porque a equação (9) passa a não descrever a impedância da onda no ponto X = 0.
Finalmente, conclui-se que o coeficiente de transmissão apresenta os seguintes valores (observando a configuração de duto da Figura 4):
• 𝛼𝑡 = 𝑆2 𝑆1
⁄ , Se S2 < S1 - quando o sentido de propagação é da esquerda para a direita;
• 𝛼𝑡 = 100%, Se S2 < S1 - quando o sentido de propagação é da direita para a esquerda;
Quando o duto apresenta terminação rígida em X = 0, temos:
𝑍0 = ∞ 𝐵 𝐴 = 1
A amplitude de pressão da onda refletida é, então, igual a da onda incidente, e em 𝑥 = 0 a onda incidente e a refletida estão em fase. A velocidade de partícula é zero em 𝑥 = 0 (Gerges, 2000).
2.3 Teoria Geral da Abertura Lateral em Dutos
Para Gerges (2000), sempre que uma onda muda de meio formam-se duas novas ondas, a saber: onda transmitida (para o novo meio) e onda refletida (para o antigo meio). Os fenômenos referentes à transmissão de energia neste instante dependem da relação entre a impedância entre os meios.
No caso de um tubo de seção transversal constante S e uma abertura lateral de área Sb,
Figura 5, a energia carregada por uma onda será, neste ponto, parcialmente transmitida e parcialmente dissipada nesta mesma abertura lateral.
Figura 5 – Duto com abertura lateral.
Fonte: Gerges (2000).
Assim, seja Pi a onda incidente. Ao passar por X = 0, Pi é decomposta em três novas ondas, são elas:
• Pr - Onda refletida;
• Pt - Onda transmitida no duto; e
• Pb - Onda transmitida na abertura lateral;
A partir do equacionamento encontrado em Gerges (2000), os coeficientes de reflexão ( 𝛼𝑟) e transmissão ( 𝛼𝑡) são dados por:
𝛼𝑟 = (𝜌𝑐
2𝑆)2 (𝜌𝑐2𝑆+ 𝑅𝑏)2+ 𝑋𝑏2
(13)
𝛼𝑡 = 𝑅𝑏2+ 𝑋𝑏2 (𝜌𝑐
2𝑆+ 𝑅𝑏)2+ 𝑋𝑏2
(14)
Os coeficientes de transmissão e reflexão possuem valores que variam de 0 à 1 e determinam quanto da energia total cada nova onda (reflexiva e transmissiva) carrega.
Para Gerges (2000), a Figura 6 mostra valores extremos para 𝛼𝑟 e 𝛼𝑡 para diferentes reatâncias ( 𝑋𝑏) e resistências acústicas (𝑅𝑏).
Figura 6– de valores para transmissão e reflexão Fonte: Gerges (2000)
2.3.1 Nível de Pressão Sonora (NPS)
Segundo Bistafa (2011), o nível de pressão sonora é um sistema logarítmico de medida da pressão sonora. Tal sistema foi baseado em um modelo já existente de medição de perda de potência em cabos de telefonia. A grande vantagem desse sistema é a condensação de uma ampla faixa de variação de potência através de uma transformação logarítmica.
O sistema de medição de variação de potência, denominado Bel (B) é descrito através da seguinte equação:
𝑏𝑒𝑙 = 𝑙𝑜𝑔 (𝑃 𝑃0)
sendo P a potência do sistema e P0 uma potência de referência arbitrária.
Posteriormente, a unidade bel foi subdividida a fim de evidenciar variações de menor magnitude na rede. Assim criou-se o decibel (dB). Observou-se também que a mínima variação de potência sonora perceptível ao ouvido humano era de um decibel. Grandeza que ganhou o nome de Sensation Unit (SU). Assim definiu-se:
𝑆𝑈 = 10 log (𝑊
𝑊0) (15)
sendo W é a potência sonora e W0 uma potência de referência.
Ainda segundo Bistafa (2011), a grandeza física que mais se relaciona com a audição é a pressão sonora, não a potência sonora. E, para ondas esféricas, a potência sonora é proporcional ao quadrado da pressão sonora. De modo que a equação (16) pode ser escrita:
𝑁𝑃𝑆 = 10 log (𝑃2
𝑃02) (16)
ou
𝑁𝑃𝑆 = 20 log (𝑃
𝑃0) (17)
onde Lp é o nível de pressão sonora, P a pressão sonora e P0 a pressão de referência, normalmente dada pelo limiar da audição humana, ou seja, P0 = 2 x 10-5 Pa.
2.3.2 Ressonador de Helmholtz em Abertura Lateral e Perda por Transmissão
Segundo Gerges (2000), para determinar a perda por transmissão (PT) de um ressonador de Helmholtz instalado na lateral de um duto, utilizam-se as equações desenvolvidas no item anterior. Além disso, para os cálculos demonstrados aqui, não são levados em conta os efeitos provenientes de viscosidade. Isso significa que é considerado que a energia que entra no ressonador em um ciclo, retorna ao duto no ciclo seguinte. Disso se conclui que 𝑅𝑏= 0.
Sendo também a área do pescoço igual a 𝑆𝑏 = 𝜋𝑟2, o comprimento L e volume V, a reatância pode ser escrita na seguinte forma:
𝑋𝑏 = 𝜌 (𝜔𝐿′
𝑆𝑏 + 𝑐2
𝜔𝑉) (18)
onde L' é o comprimento corrigido do pescoço, como explicado anteriormente.
Substituindo então, os valores de 𝑅𝑏 e 𝑋𝑏 na equação (14), tem-se o coeficiente final de transmissão de um ressonador de Helmholtz instalado na lateral de um duto.
𝛼𝑡 = 1 1 + 𝑐2
4𝑆2(𝜔𝐿′ 𝑆⁄ 𝑏+ 𝑐2⁄𝜔𝑉)2
(19)
Segundo Gerges (2000), o cálculo da perda por transmissão, quando há mudança de meio, pode ser feito através do logaritmo do inverso do coeficiente de transmissão. Então, a quantidade de ruído que será atenuada pelo dispositivo pode ser determinada pela equação (20).
𝑃𝑇 = 10 𝑙𝑜𝑔 (1
𝛼𝑡) = 10 𝑙𝑜𝑔 [
1 + [
√𝑆𝑏.𝑉
𝐿′
2. 𝑆 (𝜔
𝜔0− 𝜔0
𝜔) ]
2
]
(20)
Sendo 𝜔 a frequência alvo e 𝜔0 a frequência do próprio ressonador, calculada pela equação (3).
Como se percebe na equação (20), o nível de perda por transmissão está intimamente ligado à diferença entre a frequência que se deseja atenuar e a frequência do próprio ressonador. Simplificando: quanto mais a frequência que se deseja atenuar estiver próxima à frequência do ressonador, maior será a atenuação. Quando estes valores de frequência são idênticos diz-se que o sistema está em ressonância, havendo uma atenuação máxima.
Observa-se este fenômeno na Figura 7:
Figura 7 - atenuação (em dB) de um ressonador de Helmholtz sintonizado em 311 Hz.
Fonte: o autor.
Outro aspecto importante com relação ao projeto de ressonadores de Helmholtz é o termo
√𝑺𝒃.𝑽 𝑳′
𝟐.𝑺 . Este termo, que será chamado de 𝜷 doravante, é responsável pelo aumento da quantidade de ruído atenuado e também pela variação no fator de qualidade, como mostra Chatterton (1979) na Figura 8:
Figura 8 - Perda de Transmissão por razão de frequência (ω⁄ω_0 ) para diversos valores de β.
Fonte: Gerges (2000).
2.3.3 Fator de Qualidade
Como dito anteriormente, o ressonador de Helmholtz é capaz de absorver uma grande quantidade de energia acústica de baixa e bem definida frequência. Porém, a faixa de frequência que será absorvida depende de um termo chamado de fator de qualidade (Q).
Quanto maior o valor de Q, menor a faixa de frequência que sofrerá interferência pela presença do dispositivo; e, quanto maior o valor de Q, mais específica é a atuação do ressonador em termos de faixa de frequência.
O fator de qualidade é um parâmetro puramente dependente da geometria do dispositivo. É dado por um número adimensional, e quanto maior o seu valor, como dito, mais específica será a faixa de frequência absorvida. Nesse sentido, um projeto que requeira atenuação em uma faixa mais ampla de frequência deve optar por reduzir o fator de qualidade ou mesmo abandonar o ressonador de Helmholtz como alternativa.
A equação (25) determina o fator de qualidade (Q):
𝑄 = 𝜋𝑉12𝐿′32 𝑆32
(21)
2.4 Considerações Finais
As equações conforme foram apresentadas até o momento são basilares para o estudo e aplicação de ressonadores de Helmholtz. Porém, uma descrição mais aprofundada de tais equações é vastamente encontrada na literatura. Uma exposição completa sobre os aspectos analíticos mais relevantes do comportamento de tais dispositivos pode ser encontrada em Santana JR (2008).
O fato de apresentarem geometria extremamente simples se traduz em uma grande vantagem para o projeto de soluções acústicas industriais. São de fabricação barata e rápida e, consequentemente, excelentes para prototipagem.
É importante notar que o ressonador de Helmholtz se baseia em um princípio fundamental do controle reativo de ruído: configurar um dispositivo com propriedades acústicas capazes de alterar a impedância do sistema. De modo que a eficiência de radiação da fonte é reduzida drasticamente. Melhor dizendo, na presença do ressonador a fonte não é capaz de gerar tanta energia acústica quanto seria em sua ausência.
No presente trabalho, o termo “parâmetros ambientais” se refere ao conjunto de propriedades do ar, especificamente: temperatura e pressão atmosférica.
A equação (4) descreve a frequência natural do ressonador de Helmholtz. Nessa mesma equação nota-se a relação proporcional direta entre a frequência natural do dispositivo e a velocidade do som (c). A velocidade do som, por sua vez, varia de acordo com a temperatura, obedecendo a seguinte função:
𝑐 = 331 + 0,6𝑇 (22)
E, como no interior das tubulações de ventilação/exaustão industrial é comum que haja constante variação de temperatura, o projeto do ressonador deve fazer correspondência a esse fato sem permitir que o dispositivo fique fora de sintonia.
O grau das variações de temperatura depende dos tipos de equipamentos utilizados, dos processos realizados pela indústria e da localização geográfica. De qualquer modo, é importante ter a noção clara de como esses parâmetros influenciam no comportamento do
sistema, já que a utilização dos ressonadores será feita através de seu acoplamento direto nos tubos de ventilação/exaustão.
3 METODOLOGIA 3.1 Tipo de Pesquisa
A proposta do presente trabalho se concentra no entendimento do fenômeno de atenuação de ruído em ambientes de ventilação industrial, mais especificamente, no fenômeno de atenuação utilizando ressonadores acústicos. Além disso, levanta a hipótese de um modelo aplicável na indústria para tal problema. Nesse sentido, cabe dizer que a pesquisa se enquadra no que é descrito por Gil (1991) como pesquisa exploratória. Já que assume a forma de pesquisa bibliográfica e estudo de caso, num sentido amplo.
Ainda segundo Gil (1991), pode se dizer que os procedimentos técnicos utilizados na pesquisa são de caráter bibliográfico, por concentrarem grande parte de seu embasamento em trabalhos já publicados. Experimental, pois se define o ruído da ventilação industrial como objeto de estudo, observando os possíveis parâmetros que podem influenciá-lo. E, por fim, tem o caráter de estudo de caso, pois se analisa exaustivamente o comportamento de uma bancada que simula os aspectos de interesse de um sistema de ventilação industrial.
3.2 Materiais e Métodos
Como o presente trabalho apresenta tanto componentes teóricos como experimentais, o procedimento de desenvolvimento adotado é o que se descreve a seguir: nos capítulos anteriores foi feito uma familiarização com o tema abordado, através de contextualização seguida de revisão bibliográfica. As seções seguintes lançarão mão da análise de procedimentos experimentais com o auxílio do software LabView. De forma mais detalhada, pode-se descrever o processo através de fluxograma da Figura 9.
Revisão Bibliográfica
Contextualização Apresentação de
Conceitos
Especificação do Sistema
Ventilador Tubulação Ressonador
Sensores
Instalação dos equipamentos
Utilização de laboratório Determinação da
posição de cada componente Determinação do
sistema de medição
Medições
Realização de testes sem os ressonadores Realização de testes com os ressonadores
Análise e Discussão do Resultado Conclusões
Figura 9 - Fluxograma das atividades desenvolvidas.
Fonte: o autor.
3.3 Variáveis e Indicadores
Na Tabela 2 são apresentadas, de modo tabular, as variáveis e indicadores considerados no trabalho.
Tabela 2 - Variáveis e indicadores.
Variáveis Indicadores
Desempenho dos Ressonadores • Frequência de Ressonância;
• Perda por Transmissão;
• Ruído gerado pelo ventilador;
Parâmetros Ambientais • Temperatura interna à tubulação;
Fonte: o autor.
3.4 Instrumentos de Coleta de Dados
Através de uma bancada de testes foi possível simular um sistema de ventilação industrial para observação direta da variação dos fenômenos relevantes ao trabalho atual. E, como o fenômeno de ressonância dos dispositivos estudados aqui se baseiam puramente em suas características geométricas pudemos simplificar todo o sistema e provar o conceito de maneira simples.
Os principais elementos desta bancada de teste são:
• Tubo PVC de 1 (um) metro de comprimento;
• Junta de PVC;
• Resistência elétrica de 9 ohms;
• Ventilador cooler de 5 volts;
• Ressonador de Helmholtz;
• Um microfone G.R.A.S. – Type 40PH – sensibilidade 49,84 mV/Pa;
• Um módulo de aquisição NI 9234 - ± 5 V, IEPE e AC/DC Entrada Analógica, 51.2 kS/s/ch, 4 Canais;
• Uma fonte de alimentação Instrutherm 3050, duas saídas com 30V e 5A e uma saída regulada de 5V e 3A;
• Um computador com LabVIEW 2015 SP1, com o algoritmo desenvolvido;
• Termopar tipo T (Cu e Constantan) e seu respectivo mostrador.
A Figura 10 mostra esquematicamente a montagem da bancada. Observa-se que o ressonador de Helmholtz foi montado na extremidade oposta ao ventilador. Para que o teste pudesse ser feito com e sem a presença do dispositivo, foi utilizada uma junta de PVC; dessa forma, bastou encaixar o tampão para o teste sem o ressonador (caso 1) ou acoplar o ressonador de Helmholtz para o teste de perda por transmissão do dispositivo (caso 2).
Figura 10 - Esquema da bancada para teste com o ressonador de Helmholtz.
Fonte: o autor.
Tanto o ventilador quanto a resistência foram ligados a uma fonte externa para que fosse possível registrar com precisão as correntes e potências fornecidas a cada um.
O microfone foi afixado na mesma extremidade do ressonador. A alta sensibilidade deste microfone exigiu que fosse desenvolvido um suporte que eliminasse o movimento relativo entre o seu sensor e o tubo de PVC. Por fim, a placa de aquisição enviava os dados para um computador que, com o auxílio do software LabView, processava e registrava os dados do microfone.
Foi utilizado um ressonador com volume de cavidade variável, como mostra a Figura 11. Desta forma, foi possível fazer o ajuste fino de sua frequência natural, já que esta última depende também deste parâmetro (equação (3)).
Figura 11 - Ressonador de Helmholtz com comprimento variável.
Fonte: o autor.
Conforme a Figura 11, as dimensões do ressonador utilizado são: comprimento (L) de 0,0417 m, diâmetro do pescoço (d) de 0,0166 m, diâmetro da cavidade (D) de 0,0438 m e comprimento (C) variável de acordo com o ajuste do pistão.
O comprimento efetivo do pescoço foi determinado com o auxílio da equação (1) da Tabela 1. Ainda que tal equação seja destinada a corrigir o comprimento do pescoço de ressonadores em situações onde não haja fluxo, ela se mostrou a mais adequada ao experimento em questão. Como o ventilador (cooler) e a tubulação utilizados foram de pequeno porte, não houve fluxo de ar significativo passando pelo orifício do ressonador.
Para auxiliar no ajuste fino da posição do pistão, utilizou-se um algoritmo de LabView. Conforme se observa na Figura 12. Na execução do programa, um prompt de comando solicita a entrada da temperatura. Com essa temperatura é calculado o valor da velocidade do som – linha (4) – e, consequentemente a frequência natural do dispositivo – linha (29) –, ou seja, a frequência sobre a qual o dispositivo irá atuar.
Figura 12 - Algoritmo utilizado para auxiliar o cálculo da posição do pistão devido à variação de temperatura.
Fonte: o autor.
Nota-se também que o algoritmo possui um parâmetro chamado “cursoAlvo” – linha (10). A variação deste parâmetro permite que o comportamento do dispositivo possa ser modelado para faixas distintas de frequências.
3.5 Tabulação de Dados
A organização e análise dos dados obtidos no trabalho atual são feitas com o auxílio de dois softwares, são eles: o Excel — utilizado para elaboração de gráficos e formatação de tabelas; e o Word — para descrição mais pormenorizada dos fenômenos observados nos experimentos.
3.6 Considerações Finais do Capítulo
Neste capítulo foram apresentadas as principais características da bancada desenvolvida para simular o comportamento acústico de uma tubulação industrial e sua capacidade de provar o conceito aqui discutido.
No capítulo seguinte serão discutidos os resultados e conclusões.
4 RESULTADOS
Neste capítulo são expostos os resultados obtidos no trabalho através da bancada experimental descrita no item 3.4.
A condição original do tubo sem o ressonador é mostrada na Figura 13. Pode-se notar a presença dos picos das ressonâncias do tubo de PVC distribuídos pelo espectro sonoro e o pico gerado pela fonte, por volta dos 630 Hz.
Figura 13 - Curva de pressão sonora no tubo de PVC sem presença de ressonadores e à temperatura ambiente.
Fonte: o autor.
Para o presente caso, dois ressonadores foram projetados. O primeiro deles para atuar especificamente junto à frequência gerada pela fonte (630 Hz) e um segundo, projetado para atenuar o pico de ruído devido ao primeiro modo de vibração do tubo de PVC (~390 Hz).
A Figura 14 permite uma comparação entre a curva obtida com a utilização do ressonador de Helmholtz projetado para atuar sobre a frequência do cooler e a curva já apresentada na Figura 13. A sintonização do dispositivo na frequência descrita foi feita através do ajuste do comprimento da cavidade em 21 mm.
Nota-se que a região na qual o ressonador está sintonizado sofreu uma visível redução no nível de pressão sonora. Na faixa de frequências situadas entre 620 Hz e 700 Hz houve uma média de atenuação de 10 dB. Além disso, houve pouca alteração na forma da curva fora dessa faixa. O que garante que o ressonador atuou de maneira específica.
O segundo ressonador utilizado foi configurado para atenuar as frequências críticas devidas aos modos de vibração natural do próprio tubo. Para isso, o comprimento da cavidade foi ajustado em 61 mm. A Figura 15 permite a análise da curva de ruído do sistema na presença deste ressonador comparativamente ao sistema sem qualquer atenuação.
Figura 15 - Sistema com atenuação do primeiro modo do tubo e sem a atenuação do primeiro modo.
Fonte: o autor.
30 35 40 45 50 55 60 65 70
301 330 360 389 419 448 477 507 536 566 595 625 654 684 713 742 772 801 831 860 890 919 948 978 1.007 1.037
NPS / dB (ref. 20E-6 Pa)
Frequência / Hz
Sem Ressonador Ressonador 61mm
30 35 40 45 50 55 60 65 70
301 332 362 393 424 454 485 516 547 577 608 639 669 700 731 762 792 823 854 884 915 946 977 1.007 1.038
NPS / dB (ref. 20E-6 Pa)
Frequência / Hz
Sem Ressonador Ressonador 21mm
Figura 14 - Sistema com atenuação da fonte e sem atenuação da fonte.
Fonte: o autor.
Observa-se que houve praticamente nenhuma alteração na região de influência do ventilador. Em compensação, houve significante atenuação na faixa entre 350-400 Hz. Entre esses pontos houve uma atenuação média de 9,5 dB. E novamente não houve modificação na curva fora dessa faixa de frequências.
As duas configurações de ressonadores citados nos parágrafos anteriores obtiveram desempenho dentro do esperado com relação à sintonização de frequência de atenuação. Ou seja, houve insignificante margem de erro entre a frequência natural projetada e a frequência natural observada.
Vale ressaltar que os modos de ressonância do tubo variam juntamente com a temperatura. O que não acontece com a frequência da fonte, já que essa última depende exclusivamente da velocidade de rotação do ventilador. Isso pode ser observado nas Figuras 16 e 17. Nota-se também que o maior impacto da temperatura se dá em frequências maiores.
Figura 16 - Curvas de NPS com a utilização de ressonadores a 21 mm.
Fonte: o autor.
30 35 40 45 50 55 60 65 70
301 330 360 389 419 448 477 507 536 566 595 625 654 684 713 742 772 801 831 860 890 919 948 978 1.007 1.037
NPS / dB (ref. 20E-6 Pa)
Frequência / Hz
26,6 graus 31,4 graus 40,6 graus
Figura 17 - Curvas de NPS com a utilização de ressonadores a 61 mm.
Fonte: o autor.
A Figura 18 foi construída a partir do modelo analítico do ressonador e mostra a variação da frequência natural do ressonador conforme varia a temperatura. Novamente se percebe que a temperatura tem maiores impactos em frequências mais altas. O ressonador projetado com comprimento de 21 mm (maiores frequências) variou sua frequência de ressonância em 66 Hz de 0° a 60° C. Já o ressonador de 61 mm (menores frequências) variou apenas 38 Hz para a mesma variação de temperatura.
Figura 18 - Variação da frequência natural do ressonador junto à temperatura ambiente.
Fonte: o autor.
Neste capítulo, foram apresentados os resultados obtidos com a simulação de um sistema de ventilação industrial em laboratório. A seguir, será apresentada uma conclusão do
30 35 40 45 50 55 60 65 70
301 330 360 389 419 448 477 507 536 566 595 625 654 684 713 742 772 801 831 860 890 919 948 978 1.007 1.037
NPS / dB (ref. 20E-6 Pa)
Frequência / Hz
27,5 graus 31,8 graus 41,4 graus
604 610 615 621 626 632 637 643 648 654 659 665 670
355 358 361 364 367 371 374 377 380 383 387 390 393
200 300 400 500 600 700 800
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60
Frequência (Hz)
Temperatura (C°)
RH 21 mm RH 61 mm
estudo, pontuando o real significado dos resultados aqui obtidos para o desenvolvimento de um sistema de atenuação reativo.
5 CONCLUSÃO
O trabalho condensou as informações sensíveis à utilização do dispositivo chamado ressonador de Helmholtz para aplicação em sistemas de ventilação industrial. De modo que os objetivos de se fazerem estudos analíticos sobre o tema foram alcançados.
Os modelos matemáticos adotados para prever e projetar o comportamento do ressonador corresponderam ao observado em bancada. Por esse motivo, conclui-se que a escolha da equação (1) da Tabela 1 foi adequada para o cálculo da correção de massa do comprimento do ressonador.
Com relação aos resultados obtidos com a aplicação dos ressonadores, ambos os dispositivos obtiveram resultados satisfatórios. Os níveis de pressão sonora atenuados estiveram entre 9,5 e 10 dB na faixa de frequência de interesse em cada um dos dois casos observados.
Através da Figura 18 se percebeu a necessidade de fazer o ajuste do RH devido à variação de temperatura. Essa necessidade se fará mais presente quanto maior for à variação de temperatura enfrentada no processo.
5.1 Propostas de Trabalhos Futuros
Estudos futuros podem explorar a implementação de um sistema de controle a fim de fazer o autoajuste do comprimento do RH de acordo com a temperatura ambiente.
Outro estudo complementar ao presente trabalho pode ser a investigação do comportamento de aplicações combinadas de ressonadores. Aqui foi analisado separadamente o ressonador projetado para atuar exatamente sobre a faixa de frequência do ventilador e o ressonador para atuar sobre o primeiro modo de vibração do tubo. A implementação de ambos os ressonadores simultaneamente parece ser ainda mais promissora.
Por fim, o presente trabalho prova que o conceito de utilização do RH para atenuação em ventilações industriais é viável. Já que foi possível visualizar claramente a atuação do atenuador exatamente sobre as frequências críticas para as quais foi projetado.
Os ressonadores de Helmholtz são dispositivos com alta tecnologia agregada ao seu projeto e construção. Por isso apresentam excelentes performances, baixos custos com manutenção e espaço para instalação. De modo que constituiriam uma interessante evolução para a indústria.
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