SISTEMAS DEDICADOS AO TRATAMENTO DO AR DE RENOVAÇÃO NO CONDICIONAMENTO DE AR. João D Anuzio Lima de Azevedo

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1 SISTEMAS DEDICADOS AO TRATAMENTO DO AR DE RENOVAÇÃO NO CONDICIONAMENTO DE AR João D Anuzio Lima de Azevedo Dissertação apresentada ao Programa de Pósgraduação em Engenharia Mecânica, COPPE, da Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos requisitos necessários à obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica. Orientador: Nisio de Carvalho Lobo Brum Rio de Janeiro Março de 2013

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3 Azevedo, João D Anuzio Lima de Sistemas Dedicados ao Tratamento do Ar de Renovação no Condicionamento de Ar/ João D Anuzio Lima de Azevedo. Rio de Janeiro: UFRJ/COPPE, XV, 182 p.: il.; 29,7 cm. Orientador: Nisio de Carvalho Lobo Brum Dissertação (mestrado) UFRJ/ COPPE/ Programa de Engenharia Mecânica, Referências Bibliográficas: p. 113 a Ar condicionado. 2. DOAS. 3. Roda entálpica. 4. Roda dessecante I. Brum, Nisio de Carvalho Lobo. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, COPPE, Programa de Engenharia Mecânica. III. Titulo. iii

4 Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.). SISTEMAS DEDICADOS AO TRATAMENTO DO AR DE RENOVAÇÃO NO CONDICIONAMENTO DE AR João D Anuzio Lima de Azevedo Março/2013 Orientador: Nisio de Carvalho Lobo Brum D.Sc. Programa: Engenharia Mecânica No presente estudo são analisados diferentes arranjos de sistemas de condicionamento de ar com objetivo de reduzir o consumo energético requerido. Os modelos abordados compreendem o convencional, com desvio do ar de retorno e os sistemas de ar externo dedicado (DOAS). A integração das unidades dedicadas com dispositivos de recuperação de calor e desumidificação, tais como rodas entálpicas e dessecantes, foram levadas em consideração. A simulação se deu em parte pela implementação de códigos em linguagem FORTRAN e por softwares de fabricantes certificados pela AHRI (Air Conditioning, Heating and Refrigeration Institute) disponibilizados gratuitamente. Para avaliar a variação do consumo energético ao longo do ano foram criados dias típicos para cada mês utilizando dados da tabela TMY (Typical Meteorological Year). Um estudo de caso foi realizado considerando a aplicação para cidade de Manaus, quente e úmida a maior parte do ano, sendo observado que os sistemas de ar externo dedicado se mostraram uma boa alternativa, reduzindo o consumo energético anual em aproximadamente 20%. iv

5 Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.) VENTILATION DEDICATED SYSTEMS IN AIR CONDITIONING João D Anuzio Lima de Azevedo March/2013 Advisor: Nisio de Carvalho Lobo Brum D.Sc. Department: Mechanical Engineering In this study were analyzed different arrangements of air conditioning systems to provide a reduction in the energy consumption. The models studied include the conventional, with recirculating air desvio and the dedicated outdoor air systems (DOAS). The integration of dedicated units with energy recovery and dehumidifier devices was considered. The simulation was made in part by a FORTRAN code and manufacturer freeware certified by AHRI. To evaluate the annual energy consumption, a typical day model for each month was created with TMY data. A case study was accomplished for Manaus city, hot and humid almost all year, and the results suggest that dedicated outdoor air systems are a good choice, reducing energy consumption nearly 20%. v

6 SUMÁRIO 1 INTRODUÇÃO MOTIVAÇÃO E OBJETIVOS APRESENTAÇÃO DA DISSERTAÇÃO REVISÃO BIBLIOGRÁFICA PRINCÍPIOS BÁSICOS Funcionamento Classificação PESQUISA SOBRE SISTEMAS DE AR EXTERNO DEDICADO DIMENSIONAMENTO DE SERPENTINAS ALETADAS PARA RESFRIAMENTO E DESUMIDIFICAÇÃO DO AR CARACTERÍSTICAS DE SERPENTINAS DE RESFRIAMENTO E DESUMIDIFICAÇÃO PROCESSO DE RESFRIAMENTO E DESUMIDIFICAÇÃO EM SERPENTINAS ALETADAS TRANSFERÊNCIA DE CALOR E MASSA EM SERPENTINAS ALETADAS IMPLEMENTAÇÃO DE UMA FERRAMENTA COMPUTACIONAL PARA DIMENSIONAMENTO DE SERPENTINAS ALETADAS Fluxograma funcionamento Validação do programa PSICROMETRIA EM SISTEMAS DE AR CONDICIONADO SISTEMA CONVENCIONAL Sistema convencional com baixa ou moderada carga latente Sistema convencional com alta carga latente SISTEMA CONVENCIONAL COM DESVIO DO AR DE RETORNO Implementação do código computacional para o sistema com desvio do ar de retorno Algoritmo do programa para sistema com desvio do ar de retorno SISTEMA DE AR EXTERNO DEDICADO DOAS com serpentina dedicada (CC) vi

7 4.3.2 DOAS com serpentina dedicada e roda entálpica (CC+HW) DOAS com serpentina dedicada, roda entálpica e roda dessecante (CC+HW+DW) Implementação do código computacional para sistemas de ar externo dedicado Algoritmo do programa para sistemas de ar externo dedicado ESTUDO DE CASO: A UTILIZAÇÃO DOS SISTEMAS DE AR EXTERNO DEDICADO NA CIDADE DE MANAUS METODOLOGIA Características do Recinto Modelo do Dia Típico Análise do Consumo Elétrico em Sistemas de Ar Condicionado Dimensionamento das Serpentinas dos Sistemas Rodas Dessecantes Procedimento da Simulação RESULTADOS Simulação do Sistema Convencional Simulação do Sistema com Desvio do Ar de Retorno Simulação dos sistemas de ar externo dedicados ANÁLISE COMPARATIVA Comparativo Entre as Serpentinas das Unidades Terminais e Dedicadas Comparativo do Consumo de Energia Elétrica nos Sistemas de Ar Condicionado CONCLUSÃO REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ANEXO II SIMULAÇÃO DE SERPENTINAS DE REFRIAMENTO E DESUMIDIFICAÇÃO ANEXO III SIMULAÇÃO DOS SISTEMAS DE AR CONDICIONADO vii

8 LISTA DE FIGURAS Figura (a) Sistema convencional. (b) DOAS em paralelo com unidade convencional Figura (a) Distribuição direta. (b) Distribuição indireta (MORRIS, 2003)... 9 Figura (a) Temperatura Fria. (b) Temperatura Neutra Figura 2.4 DOAS com serpentina de resfriamento e desumidificação Figura 2.5 Potencial de economia com a roda entálpica (adaptado de GATLEY, 2000) Figura 2.6 DOAS com duas rodas entálpica Figura 2.7 Variação da transferência de calor sensível/reaquecimento em relação a vazão de ar (adaptado de SUBRAMANYAM et al, 2004) Figura 3.1 Serpentina de resfriamento e desumidificação Figura 3.2 Processo de resfriamento e desumidificação Figura 3.3 Ilustração de aletas circulares de espessura uniforme em corte Figura 3.4 Eficiência de aletas circulares (Adaptado de THRELKELD et al, 1998) Figura 3.5 Curva ajustada da taxa = h (Adaptado de Barbosa, 2011) Figura 3.6 Algoritmo para dimensionamento de serpentinas aletadas Figura 4.1 Diagrama esquemático do sistema convencional pelo lado ar Figura 4.2 Processos psicrométricos do sistema convencional com carga latente baixa ou moderada Figura 4.3 Esquema das correntes de ar que entram e saem da serpentina Figura 4.4 Diagrama de funcionamento do programa de simulação do sistema convencional sem reaquecimento Figura Processos psicrométricos do sistema convencional com carga latente alta Figura 4.6 Temperatura ADP para diferentes temperaturas do recinto e fatores de calor sensível efetivo para a umidade relativa de 50% (adaptado de KESSEY, 1981) Figura Diagrama de funcionamento do programa de simulação do sistema convencional com reaquecimento viii

9 Figura Diagrama esquemático do sistema com desvio no retorno pelo lado ar Figura Processos psicrométricos do sistema com desvio do ar de retorno Figura 4.10 Esquema das correntes de ar que entram e saem da serpentina com desvio no retorno Figura Diagrama de funcionamento do programa de simulação do sistema com desvio no ar de retorno Figura Diagrama esquemático do sistema de ar externo dedicado com serpentina de resfriamento (CC) Figura Processos psicrométricos do DOAS com serpentina dedicada Figura Esquema do DOAS com serpentina e roda entálpica (CC+HW) Figura Processos psicrométricos do DOAS com roda entálpica e serpentina dedicada (CC+HW) Figura Diagrama esquemático do sistema de ar externo dedicado (CC+HW+DW) pelo lado ar Figura Processos psicrométricos do DOAS com serpentina dedicada, roda entálpica e roda dessecante (CC+HW+DW) Figura Diagrama de funcionamento do programa de simulação dos sistemas de ar externo dedicado Figura 5.1 Participação na carga térmica de cada ganho de calor Figura 5.2 Distribuição das condições do ar externo na carta psicrométrica Figura 5.3 Variação horária da temperatura do ar externo ao longo do ano (TMY) Figura Variação horária da umidade do ar externo ao longo do ano (TMY) Figura Ilustração esquemática da roda dessecante Figura 5.6 Interface do software de seleção de rodas entálpicas ECOFRESH Figura 5.7 Interface do software da roda dessecante da Rotor Source Figura 5.8 Procedimentos das simulações Figura 5.9 Dispersão de dados obtidos pela simulação do sistema convencional Figura 5.10 Detalhe 1 da Figura ix

10 Figura 5.11 Detalhe 2 da Figura Figura 5.12 Consumo energético médio mensal do sistema convencional Figura Dispersão de dados obtidos pela simulação do sistema com desvio no retorno Figura 5.14 Vazão de ar de insuflamento e consumo de energia elétrica variando com o desvio de ar do sistema com desvio de retorno Figura 5.15 Temperatura e Razão de umidade do ar de insuflamento variando o desvio de ar no sistema com desvio no retorno Figura Dispersão de dados obtidos pela simulação do DOAS CC Figura 5.17 Consumo de energia elétrica ao longo do ano no DOAS CC Figura Dispersão de dados obtidos pela simulação do DOAS CC+HW Figura 5.19 Consumo de energia elétrica ao longo do ano das unidades TU e DOA do sistema DOAS CC+HW Figura 5.20 Relação de temperaturas PA, EX, RA e OA Figura Dispersão de dados obtidos pela simulação do DOAS CC+HW+DW Figura Consumo de energia elétrica anual de TU e DOAS CC+HW+DW Figura Áreas total das serpentinas dos sistemas de ar condicionado Figura 5.24 Temperatura de entrada de água na serpentina para vários nº de fileiras Figura 5.25 Consumo elétrico dos sistemas de ar condicionado ao longo do ano Figura 5.26 Consumo total anual dos sistemas de ar condicionado Figura Processos psicrométricos do ar de processo em DOAS x

11 LISTA DE TABELAS Tabela 3.1 Eficiência aproximada de aletas planas para vários números de fileiras Tabela 3.2 Velocidade de face recomendada em função do número de aletas por metro Tabela 3.3 Dados iniciais para dimensionamento de serpentinas Tabela 3.4 Resultado das simulações para validação do código FORTRAN Tabela 4.1 Fator de desvio (BF) típico para diversas aplicações (Fonte: Handbook of Air Conditioning System Design) Tabela 5.1 Resumo do cálculo de carga térmica do recinto Tabela 5.2 Resfriadores de líquido (Chillers) Requisitos mínimos de eficiência energética (adaptado de ASHRAE Standards 90.1, 2004) Tabela 5.3 Resumo das serpentinas selecionadas Tabela 5.4 Ranking de consumo de energia e recomendações sobre sistemas xi

12 LISTA DE SÍMBOLOS a Ai A f A F A p A t b BF BM B w CLH c p c p T c pw T CSH CSHF CTH Espessura da serpentina Área interna total Área total das aletas Área de face Área total externa dos tubos Área total de troca térmica da serpentina Altura da serpentina Fator de desvio Coeficiente de desvio de retorno Taxa h Quantidade de calor latente transferida através da serpentina Calor específico Calor específico do ar Entalpia da água condensada Quantidade de calor sensível transferida através da serpentina Fator de calor sensível da serpentina Quantidade total de calor transferida na serpentina a Coeficientes de regressão da equação 4.8 d e d i DSH e ESHF f h a h ADP h EA h LA h o h OA Diâmetro externo dos tubos Diâmetro interno dos tubos Capacidade de resfriamento sensível da unidade de dedicada Espaçamento dos tubos Fator de calor sensível efetivo Espessura da aleta Coeficiente de convecção do ar Entalpia do ar saturado Entalpia da entrada de ar na serpentina Entalpia da saída de ar na serpentina Calor de vaporização da água Entalpia do ar externo xii

13 h RA Entalpia do ar de retorno J Diferença entre r 1 e r 2 k w L Condutividade térmica do filme de água condensada Comprimento da serpentina (LMTD) aw Diferença logarítmica média de temperatura entre o ar e água m& SA n f n r n t n t/r P PF P FT P sat QH R a R f RLH RSH RSHF R tb RTH R w T adp T CA Taxa do ar entrando na serpentina Taxa do ar de exaustão Taxa do ar saindo da serpentina Taxa de massa do ar externo Taxa de massa do ar de retorno Taxa de massa do ar insuflado Vazão mássica de água Número total de aletas Número de rows Número total de tubos Número total de tubos por row Pressão da mistura Potência frigorífica Potência frigorífica da serpentina dedicada Capacidade total de resfriamento do sistema Pressão de vapor saturado Quantidade de calor no reaquecimento Resistência térmica do filme de ar Resistência térmica das aletas Carga térmica latente interna Carga térmica sensível Fator de calor sensível do recinto Resistência térmica dos tubos Carga térmica do recinto Resistência térmica do filme de água dentro dos tubos Temperatura de ponto de orvalho da serpentina Temperatura do ar tratado pela unidade DOA xiii

14 T EA T EW T LA T LW T OA T RA T SA TUSH T sm T w T wm U u w v ar V F w ADP W CA w EA w LA w OA w RA w SA y w Temperatura do ar entrando na serpentina Temperatura da água gelada entrando na serpentina Temperatura do ar saindo da serpentina Temperatura da água gelada saindo da serpentina Temperatura do ar externo Temperatura do recinto/ar de retorno Temperatura do ar insuflado Quantidade de calor sensível restante a ser tratada pela unidade terminal Temperatura média da superfície externa da serpentina Temperatura do filme de condensado Temperatura média da água Coeficiente global de troca térmica Velocidade média da água no interior dos tubos Volume específico do ar Velocidade de face Razão de umidade do ar saturado Razão de umidade do ar processado pela unidade DOA Razão de umidade do ar entrando na serpentina Razão de umidade do ar saindo da serpentina Razão de umidade do ar externo Razão de umidade do ar interno Razão de umidade do ar insuflado Espessura do filme de material condensado Símbolos Gregos α η φ λ tb ψ o,w Coeficiente de película da água na superfície externa Eficácia da superfície total Eficiência das aletas Condutividade térmica do material dos tubos Número de aletas por metro xiv

15 LISTA DE SIGLAS ABNT AHRI ASHRAE COP DOAS IPLV TER TMY TU VAV Associação Brasileira de Normas Técnicas Air-conditionig, heating and Refrigerating Institute American Society of Heating, Refrigerating and Air- Conditioning Engineers Coeficiente de eficácia Dedicated Outdoor Air System Integrated Part Load Value Total Energy Recovery Typical Meteorological Year Terminal Unit Volume de Ar Variável xv

16 1 INTRODUÇÃO 1.1 MOTIVAÇÃO E OBJETIVOS A racionalização do uso da energia é um constante objetivo das pesquisas em engenharia de um modo em geral e em particular na engenharia mecânica. Como exemplo, têm-se as pesquisas voltadas para otimização e redução do consumo de energia de sistemas refrigeração e condicionamento de ar. Tal estudo se torna relevante pelo fato de que o número de equipamentos de condicionamento de ar estar aumentando continuamente nos grandes centros e a crescente necessidade de condicionamento de ar por parte de processos industriais. No Brasil, cerca de 48% da demanda energética do setor comercial é devido a equipamentos de condicionamento de ar (PROCEL, 2007). Em Manaus este consumo corresponde a 27% do consumo doméstico (POMPERMAYER, 2000) e 20% em edifícios comerciais (CARLO, 2002). Nos ambientes condicionados artificialmente torna-se necessário manter níveis de renovação do ar estritos, regulados inclusive pela ANVISA (Agência Nacional de Vigilância Sanitária). Esta renovação utiliza o ar exterior que, por exemplo, em Manaus é quente e úmido a maior parte do ano, assim, torna-se necessário resfriar e desumidificar esta corrente sendo ela responsável por uma substancial parcela do 1

17 consumo energético das instalações de condicionamento de ar especialmente nesta cidade. O objetivo desse estudo é analisar o comportamento dos sistemas de ar externo dedicado para a redução do consumo de energia elétrica em sistemas de condicionamento de ar de grande porte por meio da minimização de carga térmica latente, considerada elevada nas condições ambientais da cidade de Manaus. Em regiões de clima quente e úmido os sistemas convencionais, eventualmente, precisam reaquecer o ar insuflado (adicionar calor sensível) para garantir o controle da umidade relativa no recinto quando a parcela latente da carga total é relativamente alta e, para isso, são comumente utilizadas baterias de aquecimento localizadas após a serpentina do equipamento (KHARAGPUR, 2008). Esta prática, que envolve aquecimento e resfriamento simultaneamente, eleva consideravelmente o consumo de energia elétrica nesses sistemas, como resultado, várias normas internacionais tais como as da ASHRAE (American Society of Heating, Refrigeration and Air-Conditioning Engineers) e LEED (Leadership in Energy & Environmental Design) limitam ou proíbem o uso do reaquecimento em diversas aplicações. Dentre as configurações propostas, está o emprego do desvio do ar de retorno em sistemas convencionais sugerido por BOLLIGER (2003), o qual proporciona reaquecimento equivalente a custo nulo e reduz a potência elétrica instalada. Outras propostas abordarão o emprego de uma tecnologia que está sendo amplamente utilizada em construções de alta eficiência energética; os sistemas de ar externo dedicado (do inglês, Dedicated Outdoor Air Systems - 2

18 DOAS). Segundo MURPHY (2012), os DOAS basicamente consistem em dividir a carga do sistema em duas contribuições, uma sensível, oriunda do ar recirculado na unidade terminal, e outra latente, a qual é tratada pela unidade dedicada. A análise será feita através de simulação computacional em código FORTRAN do sistema de equações psicrométricas tal como apresentado por CARRIER (1966), para tal, um modelo matemático de análise psicrométrica em sistemas de condicionamento de ar será resolvido visando prever as propriedades do ar ao longo dos processos, bem como, a capacidade ou potência frigorífica exigida das serpentinas da unidade terminal e dedicada em função da carga térmica interna do recinto e das variações de temperatura e umidade relativa do ar externo. Uma vez simulados os sistemas, com as propriedades do ar na entrada e saída da serpentina, um programa de dimensionamento de serpentinas inspirado na metodologia encontrada em JONES (2005) e THRELKELD et al (1998), também em linguagem FORTRAN, será implementado para determinar as características mínimas de funcionamento assim como comparar a ordem de grandeza entre as serpentinas dos modelos propostos. O resultado deste projeto será o mapeamento das condições de operação de grandes sistemas de condicionamento de ar integrados a unidades de tratamento de ar externo dedicadas ao resfriamento e desumidificação do ar exterior para dias típicos de cada mês na cidade de Manaus. 3

19 1.2 APRESENTAÇÃO DA DISSERTAÇÃO No capítulo 2 será realizada uma revisão bibliográfica acerca das características técnicas e operacionais dos sistemas de ar externo dedicado e seus componentes; No capítulo 3 será apresentada uma metodologia para dimensionamento de serpentinas de resfriamento e desumidificação e o seu algoritmo de funcionamento; No capítulo 4 serão apresentados os modelos de sistemas de condicionamento de ar utilizados neste estudo e o algoritmo da solução; No capítulo 5 será realizado um estudo de caso contendo uma análise comparativa do desempenho e consumo energético da operação de um ambiente modelo levando em consideração as condições climáticas de Manaus para o sistema convencional e demais propostas. No capítulo 6 serão expostas as conclusões deste estudo e sugestões para trabalhos futuros. 4

20 2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA O sistema de ar externo dedicado (DOAS) consiste em duas unidades de tratamento de ar em paralelo: uma exclusiva para o tratamento do ar externo que lida com cargas latentes e outra para lidar com cargas sensíveis oriundas do recinto. Segundo a ASHRAE Standards 62.1 (2004), os sistemas de climatização que atendem multizonas, tais como os de Vazão de Ar Variável (VAV), possuem alguns problemas em potencial em termos de conforto térmico e qualidade do ar interior. Dependendo das circunstâncias ambientais e do sistema paralelo adotado, o DOAS poderá tanto combater a carga térmica latente quanto parte do calor sensível deixando o restante desta parcela para a unidade terminal (TU). De acordo com a ASHRAE Journals, os sistemas de ar externo dedicado têm sido extensivamente utilizados na Europa e em diversas formas lugares dos Estados Unidos. No Brasil, esta tecnologia já vem ganhando espaço há algum tempo, principalmente nas grandes capitais das regiões sul e sudeste, após a criação do Programa Nacional de Etiquetagem de Edificações por meio de convênios firmados com a Eletrobrás no âmbito do Programa Nacional de Conservação de Energia Elétrica - PROCEL Edifica. Este capítulo apresenta uma revisão bibliográfica que delineia os principais estudos acerca dos tipos de arranjos, incluindo vantagens e desvantagens, performance e custo energético de tais sistemas. 5

21 2.1 PRINCÍPIOS BÁSICOS Funcionamento A ideia de utilizar o sistema de ar externo dedicado não é nova. MECKLER (1986) desenvolveu sistemas e publicou artigos sobre o assunto há mais de 20 anos, iniciando a divulgação deste conceito. O DOAS consiste em separar a responsabilidade de ventilação e carga latente da carga sensível do recinto atendido pela unidade terminal existente nos sistemas convencionais. Na Fig. 2.1, encontram-se uma ilustração dos dois tipos de sistema. Figura (a) Sistema convencional. (b) DOAS em paralelo com unidade convencional. 6

22 No sistema convencional (Fig.2.1a), o ar é insuflado para o recinto em SA, após as trocas térmicas parte é exausta (EX) e outra é recirculada (RA). O ar de retorno é misturado com a corrente de ar vinda do ambiente exterior (OA) sendo em seguida resfriado e desumidificado pela unidade terminal (Fancoil, por exemplo) e insuflado novamente para o recinto. Já o DOAS em paralelo com uma unidade terminal, na Fig. 2.1b, há duas correntes de insuflamento oriundas do DOAS (CA) e da recirculação de ar (SA). Neste sistema não há mistura do ar de retorno com o ar externo sendo este tratado exclusivamente pelo DOAS encarregado da parcela latente e parte da sensível do recinto, desta forma, a unidade terminal seria responsável pelo restante da carga sensível. No Brasil, tanto para o DOAS quanto nos sistemas convencionais a quantidade de ar externo (ar fresco) que deve ser fornecida ao ambiente é regida pela norma técnica ABNT NBR /2/3 (na parte 3) adotando a metodologia ANSI/ASHRAE A tomada de ar exterior em sistemas de condicionamento de ar serve para a diluição de poluentes e contaminantes nos ambientes climatizados. Além da norma citada acima, a Agência Nacional de Vigilância Sanitária ANVISA em 28 de Agosto de 1998 instituiu a portaria n 3523 do Ministério da Saúde que trata acerca da qualidade de ar interior e prevenção de riscos à saúde dos ocupantes de ambientes climatizados. O artigo 5 adota o critério mínimo de 27m 3 /h/pessoa para garantir a renovação do ar interior dos recintos climatizados. 7

23 2.1.2 Classificação Os sistemas de ar externo dedicados podem ser classificados através do mecanismo de distribuição de ar (direto ou indireto) e pela temperatura do ar insuflado no recinto (neutra ou fria) Quanto à distribuição de ar De acordo com MORRIS (2003), o DOAS na Fig.2.2a consiste em uma unidade dedicada a qual entrega ar externo condicionado para cada espaço ocupado por meio de dutos e difusores separados. Essa configuração promove algumas vantagens tais como; um caminho separado para a corrente de ventilação, facilitando a medição e balanceamento da vazão de ar externo e o condicionamento do ar externo separado evita a imposição de carga de ventilação na unidade local promovendo adequada capacidade de desumidificação sem o sobreresfriamento do recinto. Entretanto, dutos e difusores adicionais podem elevar o custo inicial do sistema, além disso, o insuflamento do ar externo e do recirculado por difusores diferentes podem não garantir um adequada mistura das duas correntes de ar no recinto. Ainda sob a perspectiva de MORRIS (2003), o DOAS mostrado na Fig.2.1b também usa uma unidade de ar externa dedicada à carga de ventilação, porém o ar condicionado é entregue nas proximidades ou dentro de cada unidade local. O ar externo é misturado com o ar recirculado passando pela serpentina de 8

24 resfriamento da unidade terminal insuflando ar misturado e climatizado em cada recinto. As vantagens deste tipo de arranjo incluem o uso do mesmo duto e difusor evitando custos adicionais como os de caminhos separados, e ainda, a mistura do ar externo como o de retorno antes de ser entregue ao recinto, garante facilmente o alcance do um conforto térmico uniforme. Figura (a) Distribuição direta. (b) Distribuição indireta (MORRIS, 2003) Quanto à temperatura de insuflamento MUMMA (2001) e MORRIS (2003) apontam para dois modos de fornecimento de ar quanto a sua temperatura, fria ou neutra. A temperatura de insuflamento do DOAS geralmente é de escolha do projetista que deve optar pela neutra, quando está próxima a temperatura de projeto do recinto (entre 22ºC e 24ºC), ou pela fria, quando opta pela temperatura de saturação. MUMMA (2001) recomenda fortemente o uso da temperatura fria, pois, com esta temperatura, o DOAS além de encarregar-se da carga latente, combate parte da carga sensível 9

25 do recinto reduzindo a capacidade da unidade terminal, ao passo que, na condição neutra acontece o oposto devido a pequena diferença de temperatura entre CA e RA sendo necessário o reaquecimento (Fig. 2.3b). Figura (a) Temperatura Fria. (b) Temperatura Neutra. 10

26 2.2 PESQUISA SOBRE SISTEMAS DE AR EXTERNO DEDICADO COAD (1999) apresenta em seu artigo a ideia de que a utilização de uma câmara mistura entre o ar de retorno e o exterior a montante da unidade de tratamento de ar é um conceito fundamentalmente defeituoso e que esta prática deveria ser substituída. O conceito proposto por COAD (1999) consistia em impor uma unidade de condicionamento de ar de ventilação (significado equivalente a DOAS) para garantir de forma confiável o conforto térmico e elevada qualidade do ar interior para ambientes com controle de temperatura e umidade extremamente crítico a um custo reduzido. A Fig. 2.4 ilustra do modelo relativamente simples de DOAS sugerido por COAD (1999) constituído apenas por uma serpentina de resfriamento e desumidificação e outra de aquecimento, ativada somente quando necessário. Figura 2.4 DOAS com serpentina de resfriamento e desumidificação. 11

27 BESANT e SIMONSON (2000) estudam a utilização de rodas entálpicas como dispositivos de recuperação de energia Ar-Ar (air-to-air) para o prétratamento do ar exterior. A pesquisa mostra que o emprego desta tecnologia pode levar a significantes reduções no custo de implantação e consumo de energia além da redução da carga de ventilação de aquecimento e climatização em torno de 80% e 40%, respectivamente, para uma roda entálpica utilizada em Chicago (EUA). GATLEY (2000) introduz a possibilidade de integração das unidades DOA com outras tecnologias de desumidificação tais como a roda entálpica (ou roda dessecante passiva), roda dessecante (ativa) e até mesmo serpentinas de aquecimento que aproveitam fontes de calor desperdiçadas. O autor também conclui que quanto mais o estado do ar externo tender para o quente e úmido, maior é o potencial de economia de energia justificando o emprego destas tecnologias, conforme visto na Figura Capacidade (TR) com roda entálpica Sem roda entálpica Entalpia do ar externo Figura 2.5 Potencial de economia com a roda entálpica (adaptado de GATLEY, 2000). 12

28 Outro trabalho de GATLEY (2000) relaciona as principais características de rodas dessecantes passivas e ativas aplicadas em unidades DOA tais como aspectos construtivos, faixa de rotação, temperatura máxima do rotor, perda de carga e vida útil. Neste estudo, o autor restringe o uso da roda entálpica para situações em que se deseja transferir calor sensível e latente de uma corrente de ar para outra ao passo que a roda dessecante deve ser utilizada quando o objetivo seja remover o teor de vapor d água (umidade) em uma corrente de ar, ou seja, reduzir sua carga latente. Em 2001, MUMMA. S.A. publicou uma série de artigos através da ASHRAE Journals e ASHRAE Transactions referentes aos sistemas de ar externo dedicado e seu impacto na qualidade do ar interior em espaços climatizados. A seguir, encontram-se os artigos mais relevantes para o presente trabalho. MUMMA (2001) fez uma revisão acerca da integração de unidades de ar externo dedicado em paralelo a unidades terminais de climatização. MUMMA (2001) faz uma observação geral sobre a temperatura de insuflamento do ar de ventilação o qual dever compreender a faixa entre 7ºC e 24ºC. Esta faixa de temperaturas permite acomodar de 0% a 30% da carga sensível do recinto através do condicionamento do ar externo. SHANK e MUMMA (2001) avaliaram diferentes temperaturas de insuflamento de unidades dedicadas à ventilação confrontando a prática vigente de selecionar temperaturas próximas a do recinto (temperatura neutra) e desenvolveram uma metodologia priorizando a redução de consumo de energia. Os autores concluíram que a temperatura de insuflamento do DOAS não deve ser superior a 13ºC e recomendam para a temperatura de ponto de orvalho qualquer 13

29 que seja desde que garanta suprir toda a carga latente do recinto, geralmente próximo de 7ºC. Outra observação de SHANK e MUMMA (2001) é que com temperaturas entre 7ºC e 13ºC não há necessidade de reaquecimento na unidade terminal. Em outro trabalho de MUMMA (2001), o pré-aquecimento do ar externo em sistemas dedicados é investigado para avaliar seu impacto na qualidade do ar interior. Nesse estudo, MUMMA (2001) sugere outro arranjo de unidades DOA as quais contém uma serpentina de aquecimento, uma roda entálpica total (sensível e latente), uma serpentina de resfriamento e desumidificação e uma roda entálpica sensível, sendo que esta última só é necessária quando o ar insuflado precisar de reaquecimento (Fig. 2.6). O autor discute o desempenho de cada componente individualmente e operando em conjunto. MUMMA (2001) conclui que os equipamentos de recuperação de energia requeridos pela norma ASHRAE/ANSI 90.1 (1999) permitem que os DOAS atinjam elevados índices de eficiência energética além de assegurar ventilação adequada em cada zona de um edifício. O autor também afirma que esses sistemas possuem baixos custos operacionais bem como investimentos iniciais e altamente recomenda os DOAS como melhoria na qualidade do ar interno. Figura 2.6 DOAS com duas rodas entálpica. 14

30 MUMMA (2001), em mais outro artigo, elaborou modelos matemáticos e algoritmos de controle para três diferentes configurações de DOAS. O primeiro era composto por uma serpentina de resfriamento e desumidificação, outra de aquecimento e um umidificador, a segunda possuía uma serpentina para préaquecimento, uma roda entálpica total seguida de uma serpentina resfriamento e desumidificação e outra de reaquecimento, por fim, a terceira continha também uma roda entálpica sensível. Para o estudo foram utilizados os dados de um ano típico meteorológico (TMY) da cidade de Atlanta (EUA) para determinar o pico de carga térmica de projeto além do consumo energético anual. A simulação usou 3744 horas por ano da ocupação e 4719 l/s de ar externo. Baseado nos resultados da simulação, MUMMA (2001) afirma que a melhor configuração para um DOAS é a terceira opção, com duas rodas entálpicas sendo uma total e outra sensível. MUMMA (2003) analisou profundamente os sistemas de ar externo dedicado com total recuperação de energia (TER Total Energy Recovery) e constata que a variação da capacidade do sistema em carga parcial com a roda entálpica é de 75% a 100% ao passo que, sem TER, a capacidade da serpentina varia de 0% a 100%. MUMMA (2003) exemplifica um sistema com 155kW e 4720l/s de OA, quando utilizado TER, há uma redução de 46% na carga da serpentina e a consumo anual de energia requerida para desumidificar o ar externo reduz 2%. BOLLIGER (2003) sugere o artifício de desviar o ar de retorno incólume à serpentina para o reaquecimento do ar em substituição ao banco de resistências empregado nos sistemas convencionais. Seu estudo mostra que a implementação do desvio do ar de retorno pode reduzir em até 75% do consumo de energia 15

31 elétrica do sistema convencional durante o verão e o inverno, entretanto, em ambos os períodos, esta variação sofre forte influência sobre oscilações da carga térmica interna podendo reduzir a eficiência do modelo proposto. SUBRAMANYAM et al (2004) estudaram a aplicação de rodas dessecantes no controle de umidade em sistemas de ar condicionado como uma alternativa ao reaquecimento. Em seu artigo, uma roda dessecante integrada ao sistema de compressão de vapor é estudada em várias vazões de ar para avaliar sua performance e compará-lo como o convencional usando o reaquecimento. Os autores constatam que o modelo proposto pode atingir o dobro do COP do sistema convencional e que a roda dessecante é uma boa alternativa para o reaquecimento convencional, pois, além de aquecer e desumidificar, a energia requerida para aquecimento pode ser controlada pela vazão de insuflamento (Fig. 2.7). Transferência de calor sensível (kw) 2 1,6 1,2 0,8 0,4 Dessecante Reaquecimento Vazão (m³/h) Figura 2.7 Variação da transferência de calor sensível/reaquecimento em relação a vazão de ar (adaptado de SUBRAMANYAM et al, 2004). 16

32 MAZZEI et al (2004) consideram que a desumidificação é a chave para os sistemas de ar condicionado destinados ao conforto térmico. A partir desta consideração, os autores avaliam diversos arranjos híbridos assistidos por rotores dessecantes em conjunto com sistemas evaporativos e de compressão a vapor. As simulações dos modelos híbridos com rodas dessecantes mostraram notória economia nos custos de operação e implantação (estimada entre 23% e 38%), redução do consumo de energia elétrica (entre 44% e 50%) além de um melhor controle de umidade. SAND e FISHER (2005) analisaram a integração de um módulo dessecante ativo (ADM) dedicado ao ar externo com uma unidade rooftop convencional. Com uma simulação energética simplificada a simulação mostrou que o custo operacional do sistema híbrido pode chegar até 45% menos que o convencional e exclui a necessidade de reaquecimento. LIU et al (2007) integram uma unidade DOA com roda dessecante em paralelo ao sistema de compressão a vapor. Para isso, os autores estabelecem um modelo de consumo energético para o sistema híbrido. Os resultados indicaram que comparado ao DOAS convencional (com apenas serpentina de resfriamento e desumidificação e outra de aquecimento), é possível economizar energia com o DOAS sugerido quando são utilizados tanto energia solar quanto gás natural no processo de regeneração. E ainda, quanto menor for a vazão de regeneração menor é o consumo (6.6% a menos), do contrário o DOAS hibrído consome 22% a mais que o convencional. MUMMA (2007) também simula modelos de DOAS com elementos dessecantes passivos e ativos com todos os modelos estudados anteriormente. 17

33 São quantificadas e avaliadas pelo autor, a variação anual do custo operacional, o número de horas necessárias para o controle de umidade e o custo anual de energia, e mostra que os melhores arranjos de unidades DOA são com roda entálpica e serpentina. O modelo com componente desumidificante passivo também mostrou um desempenho próximo ao sistema citado anteriormente sendo também recomendado pelo autor. As configurações de DOAS em série ou paralelo são comparadas por MUMMA (2008) para avaliar qual dos arranjos apresentaria melhor desempenho em conjunto com uma unidade fan-coil. Sua constatação foi de que a configuração em paralelo reduz o tamanho da unidade fan-coil em 33% assim como o consumo do seu ventilador. No artigo de YU et al (2009), os autores fazem uma revisão sobre pesquisa acerca de sistemas de ar condicionado e o controle da qualidade do ar interno para saúde humana. O trabalho cita que os sistemas de ar externo dedicados, além de fazerem o controle independente de temperatura e umidade, asseguram que a serpentina da unidade terminal trabalhe na condição seca eliminando o risco de proliferação de fungos e bactérias, e economizam energia. NÓBREGA e BRUM (2010) propõem um modelo híbrido composto por rodas dessecantes e resfriador evaporativo dedicados ao pré-tratamento do ar de mistura (ar externo com recirculado) como uma alternativa ao sistema convencional com reaquecimento. Os autores afirmam que a temperatura de insuflamento é um parâmetro chave, pois, no sistema híbrido em questão, costuma ser excessivamente próximo a condição de conforto do recinto, como consequência, são necessárias altas vazões de ar para combater a carga térmica. 18

34 Por utilizarem uma roda dessecante ativa, é necessária uma fonte de energia para o processo de regeneração onde é sugerida a utilização de fontes menos nobres que a elétrica como coletores solares e queima de gás natural. LEE et al (2012), em seu estudo, compara o desempenho e o potencial de redução de consumo de energia de DOAS e sistemas vazão constante com ou sem reaquecimento em uma simulação hora-a-hora. Foi observado que, em comparação ao sistema convencional, o DOAS economiza muito mais energia para as bombas devido à redução da vazão de água gelada necessária de 50% a 10,1% e o custo anual de energia em 54%. LING et al (2013) simulam DOAS auxiliados por rodas dessecantes ativas operando em conjunto com resfriamento evaporativo, roda entálpica sensível e total. Seus resultados mostram que o resfriamento evaporativo melhora o COP do sistema de 7% a 14% e as rodas entálpicas de 39% a 40%. Também é observado que a roda entálpica é eficaz em conjunto com unidades DOA assistidas por rodas dessecantes, não só por reduzir a capacidade requerida no ciclo de compressão a vapor, mas por minimizar a energia requerida no processo de regeneração do rotor dessecante. 19

35 3 DIMENSIONAMENTO DE SERPENTINAS ALETADAS PARA RESFRIAMENTO E DESUMIDIFICAÇÃO DO AR Com o objetivo de ter em mãos uma ferramenta útil para comparar as serpentinas de resfriamento requeridas em cada sistema analisado nos próximos capítulos, será mostrado um modelo simples baseado nas metodologias de JONES (2005) e THRELKELD et al (1998) para estimar seus principais parâmetros de operação, tais como, a superfície total coeficiente global de troca térmica. Após apresentado o modelo, um algoritmo computacional será implementado em linguagem FORTRAN. 3.1 CARACTERÍSTICAS DE SERPENTINAS DE RESFRIAMENTO E DESUMIDIFICAÇÃO Serpentinas são trocadores de calor de contato indireto, onde a energia é transferida sob forma de calor entre dois meios (tais como, água, refrigerantes, vapor, etc), com o propósito de aquecer, resfriar, desumidificar ou uma combinação destes processos (WANG, 2001) e consistem de tubos e aletas externas dispostas em linha ao longo do fluxo de ar para promover a maior área de contato possível. Existem vários tipos de serpentinas tais como; a de expansão direta, aquecimento, de aquecimento com vapor, de aquecimento com água e de resfriamento com água gelada. Esta última utiliza água como fluido refrigerante 20

36 para resfriar ou resfriar e desumidificar o ar que escoa pela superfície externa dos tubos e aletas. Comumente, para manter uma elevada taxa de transferência de calor, o ar e água estão disposto no arranjo contra-fluxo. Os tubos são geralmente feitos de cobre com diâmetro entre 13 a 16 mm com espessura de 0,25 a 0,50mm, espaçados longitudinalmente entre 19 e 31 mm e transversalmente entre 25 a 38 mm, podendo ser configurados em 2, 3, 4, 6 ou 8 fileiras (rows). A Fig. 3.1 ilustra uma serpentina de resfriamento a base de água gelada. Figura 3.1 Serpentina de resfriamento e desumidificação. Já as aletas normalmente possuem uma espessura de 0,13 a 0,2 mm, podendo ser feitas de aço, aço inoxidável e cobre sendo este último geralmente o mais empregado. As serpentinas utilizadas em sistemas de condicionamento de ar devem possuir uma densidade de aletas em torno de 8 a 18 aletas/polegada. Por 21

37 se tratarem de serpentinas úmidas, há uma bandeja de recolhimento de condensado que é feito por gravidade. 3.2 PROCESSO DE RESFRIAMENTO E DESUMIDIFICAÇÃO EM SERPENTINAS ALETADAS A condensação do vapor d água ocorre quando o ar úmido é resfriado a uma temperatura abaixo de seu ponto de orvalho inicial, embora, quantidades de água possam ser removidas em várias faixas de temperatura entre o ponto de orvalho inicial e a temperatura de saturação final (ASHRAE Fundamentals 2009). Termodinamicamente, há um decréscimo na temperatura e no teor de vapor d água da corrente ar úmido, ou seja, uma redução nas parcelas sensível e latente da energia contida em sua massa. Figura 3.2 Processo de resfriamento e desumidificação. 22

38 A Figura 3.2 ilustra este processo, considerando que, uma corrente de uma temperatura e razão de umidade elevada vai do ponto RA ao ponto LA, que é mais frio e seco. 3.3 TRANSFERÊNCIA DE CALOR E MASSA EM SERPENTINAS ALETADAS De acordo com JONES (2005), o processo de transmissão de calor para uma serpentina de resfriamento envolvem as seguintes etapas: o fluxo de calor da corrente de ar é transferido para a parede externa das aletas e tubos, em seguida, passa através da parede de material metálico até a camada interna, daí, para a película do fluido refrigerante. Em geral, a desumidificação ocorre simultaneamente ao resfriamento, desta forma, o comportamento da serpentina não pode ser descrito em termos simples. Uma abordagem aproximada, adotada por alguns fabricantes, constitui-se de estabelecer um valor para o coeficiente global de troca térmica (U em W/g-K), para a serpentina onde se dá um acréscimo para compensar o fluxo de calor extra em virtude da condensação. A quantidade total de calor transferida (CTH em kw) é dada por: =..( ) (3.1) 23

39 onde A t [m²] é a área total de troca térmica da serpentina e (LMTD) aw [ºC] é a diferença de temperatura média logarítmica entre o ar e água do interior dos tubos dada pela expressão que se segue. ( TEA TLW ) ( TLA TEW ) ( LMTD ) aw = (3.2) ( TEA TLW ) ln ( TLA TEW ) onde T EA [ºC], T LA [ºC], T EW [ºC] e T LW [ºC] são respectivamente as temperaturas de entrada e saída de ar e entrada e saída de água gelada. A quantidade de calor sensível transferida através da serpentina (CSH em kw) também pode ser aproximada em termos da resistência térmica do filme de ar na superfície externa (R a em m²k/w) e da diferença logarítmica média de temperatura entre a corrente de ar e a temperatura média da superfície externa da serpentina ( (LMTD) as em ºC) conforme visto na Eq.(3.1). CSH = ( LMTD). A / R (3.3) as t a onde, ( TEA Tsm) ( TLA Tsm) ( LMTD ) as = (3.4) ( T ) EA Tsm ln ( TLA Tsm) Sendo T sm [ºC] a temperatura média da superfície externa da serpentina. Uma vez conhecidas as quantidades de calor total e sensível 24

40 removidos do ar pela serpentina, uma expressão para o fator de calor sensível (CSHF) pode ser escrita. CSH CSHF = (3.5) CTH O coeficiente global de troca térmica (U) está inversamente relacionado com as resistências térmicas do filme de ar (R a ), dos tubos (R tb ), das aletas (R f ) e do filme de água escoando dentro dos tubos (R w ), e é expresso pela equação abaixo. A t 1 / U = Ra + Rtb + S Rf + Rw (3.6) Ai onde Ai [m²] corresponde a área interna. A resistência térmica do filme de ar (R a ) é tomada como o inverso do coeficiente de convecção do ar h a que depende principalmente do fluxo de massa da corrente de ar. McADAMS (1954) apud JONES (2005) desenvolveu uma expressão para h a, considerando uma serpentina com a configuração de tubos trançados e densidade de 316 aletas por metro (8 por polegada) observada na Eq.(3.7). 1 R a = h a 1 27,42( u = (3.7) F ) 0,8 25

41 sendo a velocidade de face do ar passando através da serpentina em m/s. Caso a serpentina esteja apenas parcialmente úmida, então, haverá dois valores para U; um usando CSHF(R a ) na Eq. (3.6) referente a parte molhada e outro usando apenas R a referente a parte seca. A determinação da fronteira entre as áreas seca e úmida não é direta, mas há métodos disponíveis nos Handbooks da ASHRAE e nas normas da AHRI (Air Conditioning, Heating and Refrigeration Institute). JONES (2005) através da AHRI (1991) adota a Eq.(3.8) como uma relação para a resistência térmica das aletas. R f 1 η = R η a ( CSHF ) (3.8) A presença do fator de calor sensível da serpentina ressalta que a Eq. (3.8) é referente a serpentinas que operam úmidas sendo η é a eficácia da superfície total e é definida por: ( A f + Ap) / At η = φ (3.9) sendo A f [m²] a área total das aletas, A p [m²] a área total externa dos tubos e ϕ a eficiência das aletas. Para aletas planas, a eficiência parece ser virtualmente independente da velocidade de face ou espaçamento das aletas, por outro lado, o 26

42 número de fileiras (rows), espessura da aleta e espaçamento dos tubos afetam significativamente seu valor, conforme observado na Tabela 3.1. Tabela 3.1 Eficiência aproximada de aletas planas para vários números de fileiras. Espaçamento Espessura das Material Eficiência das aletas para vários nº de fileiras dos tubos [mm] aletas [mm] da aleta ,50 0,15 Al 0,56 0,83 0,95 0,99 50,00 0,15 Al 0,42 0,73 0,90 0,95 37,50 0,42 Al 0,77 0,92 0,98 0,99 50,00 0,42 Al 0,66 0,87 0,95 0,97 37,50 0,15 Cu - 0,92 0,97-50,00 0,15 Cu - 0,84 0,94-37,50 0,42 Cu - 0,96 0,99-50,00 0,42 Cu - 0,94 0,98 - A Tabela 3.1 é baseada na AHRI (1991), para aletas planas, velocidade de face 2,5m/s e tubos de 15mm de diâmetro externo. A redução na eficiência da aleta pode ocorrer em função do aumento do diâmetro dos tubos ou do incremento carga térmica latente (McQUISTON et al,2005). A resistência térmica dos tubos referente à área total externa é dada por McADAMS (1954) apud JONES (2005) como: R tb = At A i de 2λ tb d ln d e i (3.10) sendo d e e d i, em m², respectivamente os diâmetros externo e interno dos tubos, λ tb [W/mK] a condutividade térmica do material dos tubos. 27

43 E, por fim, a resistência térmica da película de água no interior dos tubos, para temperaturas entre 4,4ºC a 100ºC pode ser obtida pela equação simplificada da ARI (1991). R w 0.2 di = 0,8 (3.11) [( ,9Twm) uw ] No qual T wm [ºC] corresponde à temperatura média da água, u w [m/s] a velocidade média da água no interior dos tubos. Desta forma, pode-se calcular os valores do coeficiente global de troca térmica (U) e fazer uma estimativa aproximada da temperatura de água gelada capaz de atender uma determinada carga. 3.4 IMPLEMENTAÇÃO DE UMA FERRAMENTA COMPUTACIONAL PARA DIMENSIONAMENTO DE SERPENTINAS ALETADAS Para avaliar o porte das serpentinas de cada sistema analisado posteriormente foi necessário desenvolver um código computacional em linguagem FORTRAN. O programa usa o modelo exposto na sessão anterior e determina, principalmente, todas as áreas de troca térmica, número de rows, eficiência, eficácia, coeficiente global de troca térmica e os parâmetros da água gelada necessária para atender a capacidade exigida. Para tal, utiliza-se como dados de entrada os seguintes parâmetros: 28

44 Condições do ar na entrada e saída da serpentina; Vazão de ar a ser tratada; Alguns dados geométricos; E a diferença de temperatura da água gelada; O código funciona calculando, primeiramente, a capacidade de resfriamento da serpentina a partir das temperaturas de bulbo seco e razão de umidade do ar através da equação (3.12). CTH CSH+ CLH = (3.12) Ambos, calor sensível (CSH) e latente (CLH), podem ser determinados em função das equações (3.13a) e (3.13b). CSH V& = ar c p ( T T v EA ar LA ) (3.13a) CSL V h ( w w v ar o EA LA = & (3.13b) ar ) Sendo, o calor específico a pressão constante adotado como 1,006kJ/kg, h, o calor de vaporização da água adotado como 2501,3kJ/kg, e, o volume específico do ar em m³/kg. Uma vez conhecidas as cargas sensível e total o fator de calor sensível da serpentina pode ser encontrado. 29

45 A velocidade de face é um dado a ser fornecido ao programa e sua escolha depende da densidade de aletas (número de aletas por metro). Jones (2005), através de análises e recomendações de fabricantes, sugere valores para a velocidade de face (Tab. 3.2) e ressalta que estas não devem ser excedidas sem a utilização de dispositivos de desumidificação quando o fator de calor sensível for inferior a 0,65. Tabela 3.2 Velocidade de face recomendada em função do número de aletas por metro. Nº de aletas por metro Velocidade de face máxima [m/s] 316 2, , ,10 Com a velocidade de face, é possível determinar a resistência térmica do filme de ar e em seguida a área total de troca térmica pela aproximação da Eq. (3.3). A diferença logarítmica média do lado ar, descrita na Eq. (3.4), está em função da temperatura média da superfície da serpentina. Neste modelo é um parâmetro conhecido resultante da simulação de cada sistema proposto tendo seu valor adotado como igual ao da temperatura de ponto de orvalho da serpentina (T ADP ). O número de fileiras ( ) é determinado em função da área de total de troca térmica e parâmetros geométricos tais como; área de face (A F ), espessura da aleta (f), número de aletas por metro (ψ), comprimento da serpentina (L), altura da serpentina (b), espaçamento dos tubos (e) e do diâmetro externo dos tubos ( ). A Eq. (3.14) mostra como estes parâmetros estão relacionados. 30

46 At 2AFfψ nr = (3.14) Lψ 2 2 πdeaf [ 4e ( f + b) πb( de) ] + (1 fψ ) 2e e A espessura da serpentina (a), o número total de aletas (n f ), o número total de tubos por row (n t/r ) e número total de tubos (n t ) podem ser obtidos, respectivamente, pelas equações (3.15), (3.16), (3.17) e (3.18). a= en r (3.15) n f = Lψ (3.16) n r t b / e / = (3.17) n t nrnt / r = (3.18) A área total das aletas (A f ), a área total dos tubos (A p ) e a área total interna (A i ) podem ser determinado por: A f 2 ( d e) = Lψ 2[ a( f + b) + bf] πbnr (3.19) 2e A πld ( 1 fψ ) n p = (3.20) e A πldn i i t t = (3.21) 31

47 Tendo em vista que o número de fileiras obtido pela Eq.(3.14) pode ser um valor fracionado, n r deve ser arredondado para cima. Como consequência disso, a área total de troca térmica deve ser recalculada utilizando a Eq.(3.22). A A + A t = (3.22) f p A metodologia de THRELKELD et al (1998) para determinação da eficiência da serpentina (ϕ) foi incorporada ao modelo de JONES (2005) para tornar o programa computacional mais independente de informações do usuário, pois Jones utiliza esta variável como dado inicial. THRELKELD et al (1998) mostram uma expressão para a eficiência de aletas circulares (equação 3.23) ilustradas na Fig. (3.3) e plotada na Fig. (3.4). tanh( ϕj ) φ = (3.23) ϕj Figura 3.3 Ilustração de aletas circulares de espessura uniforme em corte. 32

48 1 Eficiência da aleta 0,8 0,6 0,4 0, ϕj Figura 3.4 Eficiência de aletas circulares (Adaptado de THRELKELD et al, 1998). A Figura 3.3 esquematiza uma aleta circular, onde r 1 e r 2 correspondem ao raio interno e externo da aleta sendo J a sua diferença. Como não é possível obter uma solução matemática exata para as aletas retangulares planas, THRELKELD et al (1998) afirmam que uma aproximação pode ser feita assumindo que uma aleta retangular é equivalente em desempenho a uma aleta circular desde que tenham a mesma área. Daí uma relação para r 2 pode ser feita a partir da equação abaixo. r = e 2 (3.24) π 33

49 Na equação 3.23, φ é uma simplificação algébrica definida principalmente pelo coeficiente de película da água na superfície externa (, ) e pela condutividade térmica do filme de água condensada (k w ) em serpentinas úmidas, mostrada a seguir. 2α o,w ϕ = (3.25) f e, k w = c + y 1 p w α o, w (3.26) BwRa kw Na equação acima, y w é a espessura do filme de material condensado. THRELKELD et al (1998) afirma a espessura da película de condensado não influencia na precisão dos resultados finais e, portanto, foi adotado 1,27x10-4 m, observado nos exemplos e exercícios de sua obra. B w é taxa h aplicada à temperatura do filme de condensado (T w ). THRELKELD et al (1998) disponibiliza em seu livro Thermal Environmental Engineering uma figura mostrando o comportamento de sua curva. BARBOSA (2011) fez um ajuste desse gráfico (Figura 3.5) e, aproveitando que está disponível em unidades SI, será adotado neste trabalho (Equação 3.27). 34

50 6 5 Bw (kj/kg-ºc) Tsat (ºC) Figura 3.5 Curva ajustada da taxa = h (Adaptado de Barbosa, 2011). w 2 1,1732 0,0149Tw 0,0025Tw B + = (3.27) Fluxograma funcionamento Dada a metodologia apresentada, um fluxograma de processos mostra o funcionamento e as tarefas executadas pela rotina em FORTRAN. 35

51 Início Dados iniciais: -Propriedades do ar; -Velocidade de face; -Comprimento da serpentina; -Diâmetro dos tubos; -Espessura das aletas; -Nº de aletas por metro; Espaçamento dos tubos; Calcula a taxa Bw; Faz a equivalência das aletas retangulares com as circulares; Calcula a área de face e altura da serpentina; Calcula (LMDT) do lado ar; Calcula pressão e volume específico do ar; Calcula a eficiência das aletas; Calcula resistência térmica do filme de ar; Calcula a área total de troca térmica; Calcula CTH, CSH, CLH e CSHF; Calcula a vazão de mássica de água gelada; Calcula a Resistência térmica dos tubos; Calcula a Resistência térmica das aletas; Determina: -Nº de rows; -Nº total de aletas; -Nº total de tubos; -Total de tubos/row; -Área total das aletas; -Área total dos tubos; -Área total interna -Recalcula área total externa; Calcula a velocidade média da água no interior dos tubos; Calcula resistência térmica do filme de água no interior dos tubos; Determina o coeficiente global de troca térmica da serpentina; Determina as temperaturas de entrada e saída da água; Imprime resultado Fim Figura 3.6 Algoritmo para dimensionamento de serpentinas aletadas. 36

52 3.4.2 Validação do programa Para a validação do código computacional foram utilizadas duas simulações de dimensionamentos encontrados na literatura. A primeira compara com um exemplo proposto no livro Air Conditioning Engineering de JONES (2005). A segunda compara com o dimensionamento feito no estudo de MANSOUR e HASSAB (2012) pela aproximação numérica de uma técnica discreta conhecida como row-by-row method. Os dados iniciais e os resultados das simulações se encontram, respectivamente, nas Tabelas (3.3) e (3.4). Tabela 3.3 Dados iniciais para dimensionamento de serpentinas. DADOS INICIAIS JONES MANSOUR et al. Temperatura do ar na entrada da serpentina [ºC] Temperatura do ar na saída da serpentina [ºC] 12 11,14 Umidade espec. do ar na entrada da serpentina [g/kg] 10,65 11 Umidade espec. do ar na saída da serpentina [g/kg] 8,062 8,1 Diferencial de temperatura da água [ºC] 5,5 5 Temperatura média da superfície da serpentina [ºC] 10,35 8,65 Vazão de ar a ser tratado [m³/s] 4,75 2,38 Velocidade de face [m/s] 2,64 2,8 Comprimento da serpentina [m] 1,5 1,4 Espaçamento entre os tubos (passo) [m] 0,0375 0,03175 Espessura das aletas [m] 0, ,00015 Diâmetro externo dos tubos [m] 0,015 0,01341 Diâmetro interno dos tubos [m] 0,0136 0,01209 Número de aletas por metro de tubo

53 Tabela 3.4 Resultado das simulações para validação do código FORTRAN. PARÂMETRO JONES Este Trabalho DESVIO MANSOUR et al Este Trabalho DESVIO Capacidade [kw] 125,7 123,24-1,96% 60 61,13 1,88% Calor sensível [kw] 90,4 87,74-2,94% 40 41,08 2,70% Calor latente [kw] 35,3 35,5 0,57% 20 20,05 0,25% CSHF 0,72 0,712-1,11% 0,67 0,672 0,30% Altura [m] 1,2 1,2 0,00% 0,635 0,61-3,94% Espessura [m] 0,225 0,225 0,00% 0,2 0,191-4,50% Área de face [m²] 1,8 1,799-0,06% 0,85 0,85 0,00% Número de fileiras 6 6 0,00% 6 6 0,00% Nº tubos/fileira ,00% ,00% Nº total de aletas ,00% ,00% Nº total de tubos ,00% ,00% Área interna [m²] 12,3 12,305 0,04% 6,363 6,381 0,28% Área total aletas [m²] 224,3 224,268-0,01% - 154,461 - Área total tubos [m²] 11,76 11,77 0,09% - 6,489 - Área total [m²] 236,1 236,039-0,03% 146,34 160,951 9,98% Eficiência 0,98 0,98 0,00% 0,85 0,85 0,00% Eficácia 0,98 0,98 0,00% - 0,85 - R a [m²k/w] 0, , ,05% - 0, R f [m²k/w] 0, , ,81% - 0, R tb [m²k/w] 3,62E-05 0, ,28% - 0, R w [m²k/w] 0, , ,70% - 0, U global [W/m²K] 59,8 60,043 0,41% - 62,225 - T EW [oc] 7,3 7,52 3,01% 6 6,05 0,83% T LW [oc] 12,8 13,02 1,72% 11 11,05 0,45% [kg/s] 5,454 5,348-1,94% 2,9 2,918 0,62% u w [m/s] 1,174 1,15-2,04% 1,25 1,271 1,68% Como pode ser observado pela Tabela 3.4, não há desvios significativos na primeira simulação. O erro relativo máximo ocorrido foi de aproximadamente de 3% para a temperatura de saída da água gelada. Isso se deve pelo fato de o autor utilizar um o volume específico constante no cálculo da capacidade de resfriamento da serpentina e tomar a eficiência das aletas a partir de tabelas. Ambos os parâmetros influenciam diretamente no coeficiente global de troca térmica e, consequentemente, nas temperaturas de água gelada. 38

54 Na segunda simulação, o desvio máximo observado é referente à área total de troca térmica sendo próximo de 10%. Possivelmente, essa diferença se deve ao cálculo indireto dessa variável em função da área interna total. MANSOUR e HASSAB (2012) utilizam como parâmetro de entrada a razão entre a área total externa e a interna igual a =23m²/m², entretanto, o código FORTRAN estima a em função do número de fileiras, de modo que, a relação citada também fica aproximadamente 10% maior (25,22m²/m² no FORTRAN) gerando a divergência ocorrida. 39

55 4 PSICROMETRIA EM SISTEMAS DE AR CONDICIONADO Neste trabalho serão analisados diferentes arranjos de sistemas de ar externo dedicado operando em paralelo a unidades terminais em ciclos de compressão de vapor, ou seja, através dos processos psicrométricos realizados no lado ar. Primeiramente, será modelado um sistema convencional que constituirá a linha base para a comparação dos demais sistemas. Em seguida, será implementado no sistema convencional um desvio do ar no retorno realizado por meio de registros de vazão (Dampers) criando uma corrente incólume adicional e controlada. Depois, o mais simples dos DOAS, constituído apenas por uma serpentina de resfriamento e desumidificação (DOAS CC+TU). Outro DOAS será analisado e, além da serpentina, possuirá um dispositivo de recuperação de calor que, neste estudo, será uma roda entálpica (DOAS HW+CC+TU). Por último, será avaliado um DOAS com uma roda dessecante ativa integrada e dedicada à desumidificação do ar externo (DOAS HW+DW+CC+TU). Os modelos descritos nas próximas seções serão simulados por análise numérica em linguagem FORTRAN para um dia típico de cada mês com dados TMY (Typical Meteorological Year Ano Meteorológico Típico, em português). 40

56 4.1 SISTEMA CONVENCIONAL O arranjo típico de um sistema de condicionamento de ar está exposto na Fig. (4.1). O modelo tradicional, o qual é amplamente encontrado em equipamentos de mercado, é comumente constituído por uma serpentina de resfriamento (CC) e por um dispositivo de aquecimento ativado apenas quando necessário. O tipo do dispositivo de aquecimento depende da fonte de energia disponível podendo ser composta por um banco de resistências elétricas (BRE), mais comum, ou por um trocador de calor direto/indireto (HC) com queima de gás (GLP ou GN), ou ainda por rejeitos energéticos de outros sistemas. Figura 4.1 Diagrama esquemático do sistema convencional pelo lado ar. Este modelo parte do princípio de que uma parcela da vazão total de ar seja recirculada (RA) após as trocas térmicas com o recinto. Devido ao sistema 41

57 operar em ciclos, fatalmente, o ar recirculado ficará contaminado, seja por agentes químicos (CO e CO 2 ) ou biológicos (vírus, fungos e bactérias). Daí, para minimizar este efeito, deve-se introduzir uma determinada quantidade de ar externo (OA), ou de higienização, em recintos climatizados em função da área e concentração de pessoas (ANVISA, 1998). Na caixa de mistura, as correntes de ar de retorno e externa se encontram e misturam-se compondo o estado EA que atravessa a serpentina sendo resfriado, desumidificado e em seguida insuflado para o recinto novamente, repetindo o ciclo. De acordo com CARRIER (1966) e McQUISTON et al (2005) apenas uma parte do ar que atravessa o evaporador do sistema é insuflada na mesma temperatura da superfície da serpentina (apparatus dew-point temperature), a outra deixa o equipamento na mesma condição de entrada, ou seja, é desviada incólume, sem realizar transferência de energia. Esta parcela incólume é proporcional ao que CARRIER (1966) denominou de fator de desvio (BF), ou fator de desvio, um adimensional de caráter energético. Em seu trabalho mostrou três relações equivalentes a partir da entalpia, temperatura ou razão de umidade, conforme a Eq. (4.1). BF T T LA ADP LA ADP LA ADP = = = (4.1) EA T T ADP h h EA h h ADP w w EA w w ADP Fontes como JONES (2005), McQUISTON et al (2005), THRELKELD et al (1998), MANSOUR e HASSAB (2012), também apontam outras influências 42

58 sob o fator de desvio relacionadas à geometria da serpentina, tais como, o número de aletas por metro linear, número de fileiras, espaçamento dos tubos e a velocidade de face. A Tab. (4.1) mostra várias faixas de valores para o fator de desvio em diversos tipos de aplicação considerando as características da carga térmica do recinto (a relação de calor latente e sensível). Tabela 4.1 Fator de desvio (BF) típico para diversas aplicações (Fonte: Handbook of Air Conditioning System Design). BF Aplicação Exemplo 0,30 a 0,50 Carga térmica baixa ou carga um pouco maior, mas com baixo fator de calor sensível (calor latente alto). Residências. 0,20 a 0,30 Aplicação típica para conforto com uma carga térmica relativamente pequena ou baixo fator de calor sensível com uma carga um pouco maior. Residência, pequenas lojas de varejo, Fábricas. 0,10 a 0,20 Aplicação típica para conforto. Lojas de departamento, Bancos, Fábricas. 0,05 a 0,10 Aplicações com alto calor sensível interno ou que requerem uma grande quantidade de ar externo para ventilação. Lojas de departamento, restaurantes, Fábricas. 0 a 0.10 Para 100% de renovação do ar interno. Sala de operações, Fábricas. Outra relação importante é o fator de calor sensível, que é a razão entre o calor sensível e o total e pode ser determinada de maneira semelhante à Eq.(3.5) tanto para a serpentina (CSHF) quanto ao recinto (RSHF fator de calor sensível do recinto) ou para o sistema (ESHF fator de calor sensível efetivo). Na análise psicrométrica a representação gráfica do fator de calor sensível indica se 43

59 uma determinada carga térmica possui muito ou pouca carga latente, em outras palavras, quanto maior for SHF, menor é sua parcela latente. Conforme observado no trabalho de CARRIER (1966), fator de calor sensível determina como deve ser feita a modelagem do sistema. Neste estudo serão abordadas apenas as situações com baixa ou alta carga latente Sistema convencional com baixa ou moderada carga latente É a aplicação onde a curva ESHF possui inclinação moderada e cruza a linha de saturação do ar conforme observado na carta psicrométrica da Figura 4.2. Figura 4.2 Processos psicrométricos do sistema convencional com carga latente baixa ou moderada. 44

60 Uma vez possível determinar o ponto ADP, todo o sistema acoplado pode ser resolvido analiticamente. Tendo em base o diagrama exibido pela Fig. 4.1, os balanços de massa em regime permanente para o sistema são dados conforme se segue. m & m& + m& EA = (4.2a) RA OA m & m& = m& EA = (4.2b) LA SA m & OA = m& EX (4.2c) Sendo a taxa de massa do ar externo, a do ar de retorno, a do ar entrando na serpentina, a do ar saindo da serpentina e a do ar de exaustão, todas em kg/s. A Figura 4.3 ilustra em detalhes as correntes de ar envolvidas no balanço energético para o recinto. A corrente EA, que entra na serpentina, é a soma das parcelas RA e OA. Conforme citado anteriormente, há uma parcela de ar em ambas as correntes que permanece inalterada, multiplicada pelo fator de desvio (BF) e outra que sai na temperatura da superfície da serpentina (1-BF). m& h EA EA = m& RA h RA m& h OA OA CC PF m& BFh RA RA Figura 4.3 Esquema das correntes de ar que entram e saem da serpentina. m & (1 BF) h RA m& BFh OA OA m & (1 BF) h OA ADP ADP Recinto RTH m& RA BFh RA m & ( 1 BF) RA h RA m& BFh OA RA m & ( 1 BF) h OA RA 45

61 Fazendo um balanço de energia para o volume de controle que envolve o recinto e conhecendo as igualdades das equações 4.2, obtém-se: m& ( 1 BF)( h h ) = m& BF( h h ) RTH (4.3) SA RA ADP OA OA RA + de umidade. A Equação (4.3) pode ser expandida em termos de temperatura e razão h= + h (4.4) Deve ser observado que a parcela c pw T que corresponderia a entalpia da água condensada, na Eq.(4.4), é muito pequena em relação a h o e, por tanto, pode ser desprezada (McQUISTON, 2005). Ao utilizar a Eq.(4.4), pode-se escrever dois balanços de energia, um para o calor sensível (Equação 4.5a), e outra para o calor latente (Equação 4.5b). m& ( 1 BF ) c ( T T ) = m& BFc ( T T ) RSH (4.5a) SA p RA ADP OA p OA RA + m& ( 1 BF ) h ( w w ) = m& BFh ( w w ) RLH (4.5b) SA o RA ADP OA o OA RA + onde RSH e RLH são, respectivamente, as cargas térmicas sensível e latente internas (sem a carga de ventilação), em kw. Com as equações (4.5a) e (4.5b), obtém-se duas expressões para o Fator de calor sensível efetivo (ESHF) do sistema. A primeira (equação 4.6a) leva 46

62 em consideração o a contribuição da carga de ventilação sob a carga interna (RTH e RSH). A segunda (equação 4.6b) mostra as trocas térmicas entre as correntes de ar do recinto e a saturada vinda da serpentina. ESHF = m& OA BF[ c m& p OA ( T BFc OA p T ( T RA OA T ) + h ( w o RA ) + RSH OA w RA )] + RTH (4.6a) ESHF cp ( TRA TADP ) = (4.6b) c ( T T ) + h ( w w ) p RA ADP o RA ADP Por fim, a potência frigorífica (PF), ou capacidade, da serpentina pode ser determinada pelo balaço de energia no volume de controle na fronteira da serpentina. PF = m& 1 BF)[ c ( T T ) + h ( w w )] (4.7) SA ( p EA ADP o EA ADP As expressões (4.3) a (4.7) compõem as equações de governo deste modelo. Outros balanços pontuais podem ser feitos para auxiliar a determinação dos demais parâmetros do modelo. 47

63 Implementação do código computacional para o sistema convencional sem reaquecimento. A ferramenta computacional foi elaborada em linguagem FORTRAN e tem como objetivo determinar a capacidade (PF) e a condição de operação da serpentina (ADP), além de todos os estados do ar em cada ponto do ciclo. O código terá como dados de entrada a condição interna do recinto, as condições do ar externo, a carga térmica interna e o fator de desvio. A condição interna (RA) será fixada em 24ºC de temperatura de bulbo seco e 50% de umidade relativa, ambos adotados a partir da norma técnica brasileira ABNT NBR As condições externas serão obtidas a partir dos dados TMY da base SWERA os quais variam ao longo do ano. A vazão do ar externo também será tomada a partir da norma ABNT NBR 16401, que deve atender a portaria da ANVISA que estipula 27m³/h/pessoa. Primeiramente, calcula-se o fator de calor sensível do recinto e as umidades específicas do ar externo (OA) e (RA). A razão de umidade é dada pela expressão a seguir. W Psat ( T ) = 0,622 (4.7) P P ( T ) sat Sendo P a pressão da mistura, P sat a pressão de vapor saturado, ambas em Pa. Para a determinação da pressão de vapor saturado a ASHRAE Fundamentals (2009) recomenda o uso da Eq.(4.8). 48

64 = ln( ) (4.8) Deve ser observado que temperatura de bulbo seco (T) é dada em K, e os coeficientes de regressão de a são dados respectivamente por x10 3, , x10-2, x10-5, x10-8 e O fator de calor sensível efetivo (ESHF) pode ser obtido diretamente pela expressão (4.6a), pois é dependente apenas das condições internas (RA) e externas (OA), ambas conhecidas. Em seguida, introduzindo as expressões (4.7) e (4.8) em (4.6b), obtemos uma equação não-linear em função apenas da temperatura de ADP. A solução desta equação é feita através de métodos numéricos. O FORTRAN disponibiliza a biblioteca IMSLF90, a qual possui diversas rotinas matemáticas, e dentre elas será utilizada a função externa com dupla precisão DZREAL. Esta função serve para determinar as raízes de equações não-lineares a partir do método iterativo de Müller. Uma vez determinado valor de T ADP e a taxa de massa de ar insuflado ( ) pela Eq.(4.5a), a temperatura de insuflamento T SA e a razão de umidade w SA são obtidas pelos balanços de calor sensível (RSH) e latente (RLH) para o recinto, conforme abaixo. RSH = m& c ( T T ) SA (4.9a) SA p RA 49

65 RLH = m& h ( w w ) SA (4.9b) SA o RA A condição do ar entrando na serpentina é determinada pela expressão (4.1), resolvida para a temperatura EA e para a razão de umidade EA. Com o estado EA a capacidade do sistema (PF) pode ser obtida Algoritmo do programa para sistema convencional sem reaquecimento O funcionamento do código está descrito no diagrama de fluxo da Figura (4.4). Quando iteração de DZREAL não convergir para uma solução, significa que não há um T ADP capaz de satisfazer a Eq.(4.6b) e, portanto, a linha de ESHF não cruza a curva de saturação na carta psicrométrica, o que ocorre quando o ESHF é baixo, ou seja, a carga latente é alta. A rotina externa também pode gerar soluções reais não plausíveis, como por exemplo, temperaturas ADP menores que zero. Em ambos os casos estes dados serão simulados novamente considerando a necessidade de aplicar o reaquecimento do ar mostrado na próxima sessão deste trabalho. 50

66 Figura 4.4 Diagrama de funcionamento do programa de simulação do sistema convencional sem reaquecimento Sistema convencional com alta carga latente Esta é uma situação especial que ocorre quando ESHF não intercepta a cura de saturação na carta psicrométrica ou quando a temperatura de ponto de orvalho da serpentina (ADP) é absurdamente baixa. Isso ocorre quando a carga latente é alta em relação a total (CARRIER, 1966). 51

67 Para essa situação é comumente realizada a introdução de uma carga falsa adicional ao sistema, desacoplando o conjunto de equações do modelo anterior. A carga falsa é feita pelo aquecimento do ar insuflado no recinto, ou seja, introduzindo calor sensível. Nos equipamentos encontrados no mercado, geralmente, o reaquecimento do ar é realizado por bancos de resistências elétricas localizadas no elemento BRE da Fig. (4.1). O reaquecimento também pode ser feito por serpentinas de aquecimento que podem, ou não, usar fontes de energia alternativas como rejeitos térmicos de ciclos de potência. A Figura 4.5 mostra os processos realizados nesta situação. Nota-se que os processos realizados são os mesmos, exceto, entre os pontos LA (ar saindo da serpentina) e SA (ar insuflado para o recinto depois de aquecido), que mostra um processo de aquecimento sensível. Figura Processos psicrométricos do sistema convencional com carga latente alta. 52

68 Implementação do código computacional para o sistema convencional com reaquecimento. A metodologia adotada para a condição reaquecimento foi mostrada por CARRIER (1966) em Air Conditioning Handbook Design. Uma vez que a vazão de ar insuflado não é fixa, a estratégia consiste em assumir a máxima diferença de temperatura permitida entre o ar insuflado e o recinto de modo a contrabalancear a carga térmica latente e sensível do ambiente interno. Assim, o critério será adotar uma temperatura ADP e um ESHF, calcular o reaquecimento e todos os outros parâmetros. CARRIER (1966) disponibiliza várias tabelas de seleção de temperaturas ADP e o ESHF em função das condições internas do recinto. KESSEY (1981) escreveu um artigo sobre seleção de serpentinas de resfriamento através da temperatura de ADP, onde constrói vários gráficos para ADP em função do ESHF para diversas temperaturas do recinto e umidades relativas. Portanto, neste trabalho, a temperatura de ponto de orvalho da serpentina será obtida pelo gráfico exibido na Figura 4.6 considerando que a umidade relativa do recinto seja de 50%. 53

69 16 Temperatura ADP (ºC) Tra=24ºC Tra=25ºC Tra=23ºC Tra=22ºC 4 2 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 ESHF Figura 4.6 Temperatura ADP para diferentes temperaturas do recinto e fatores de calor sensível efetivo para a umidade relativa de 50% (adaptado de KESSEY, 1981). Daí, a quantidade de calor necessária para o reaquecimento (QH) pode ser calculado acrescentando esta parcela na Eq. (4.6a) e,, acrescentando QH na Eq.(4.5a), conforme se segue. ESHF = m& OA BF[ c m& p OA ( T BFc OA p T ( T RA OA T ) + h ( w o RA ) + RSH + QH OA w RA )] + RTH + QH (4.10) m& SA ( 1 BF) cp ( TRA TADP ) = m& OABFcp ( TOA TRA) + RSH + QH (4.11) 54

70 Algoritmo do programa para sistema convencional com reaquecimento A Figura 4.7 mostra a sequência de processos realizados para a simulação com reaquecimento. Figura Diagrama de funcionamento do programa de simulação do sistema convencional com reaquecimento. 55

71 Quando obtidos os resultados das simulações do sistema convencional com e sem reaquecimento, estes são unificados (manualmente) compondo o relatório final para este modelo. 4.2 SISTEMA CONVENCIONAL COM DESVIO DO AR DE RETORNO Implementar um meio de desviar da serpentina parte do ar de retorno já foi descrito por CARRIER (1966). Pode ser utilizado tanto para sistemas que trabalham em regime de carga parcial ou como uma alternativa ao reaquecimento. Mais recentemente, BOLLINGER (2003) estudou esta técnica com objetivo de eliminar o reaquecimento com resistências elétricas e reduzir o consumo de energia elétrica em comparação ao sistema tradicional. O sistema com desvio no retorno não é um sistema de ar dedicado, entretanto, será estudado como uma segunda opção em relação aos DOAS, pois é relativamente fácil de ser implementado em sistemas comuns (retrofit). A figura 4.8 esquematiza tal sistema. O desvio do ar de retorno, ou desvio mássico, será retratado como um percentual da massa RA que será misturado diretamente com o ar tratado (LA). 56

72 Figura Diagrama esquemático do sistema com desvio no retorno pelo lado ar. Considerando que a corrente de ar saindo da serpentina é fria e quase saturada, ao misturar-se com ar do desvio, que está mais quente e úmido, haverá um acréscimo de carga sensível e latente no ar insuflado (SA). O efeito alcançado é virtualmente similar ao reaquecimento típico, exceto pelo também aumento da carga latente. A figura 4.9 mostra os processos realizados neste sistema na carta psicrométrica. Figura Processos psicrométricos do sistema com desvio do ar de retorno. 57

73 O seguimento entre os pontos LA e SA corresponde à energia entregue ao ar saindo da serpentina pela corrente de retorno desviada. Quanto menor for desvio mássico, menor será o seguimento LA-SA. Quando BM é nulo, o sistema com desvio é similar ao sistema tradicional e os estados LA e SA são coincidentes Implementação do código computacional para o sistema com desvio do ar de retorno. De maneira similar ao sistema convencional, a modelagem começa com a separação das correntes envolvidas nos balanços térmicos, conforme mostrado na figura A parcela da corrente de multiplicada por BM é a porção desviada da serpentina, ao passo que, (1-BM) se mistura com o ar externo. Damper m& BMh RA RA m& BMh RA RA m & (1 BM ) h RA RA m& OA h OA CC m & ( 1 BM ) RA BFh RA m & ( 1 BM )(1 BF ) RA h ADP m& OA BFh OA m & ( 1 BF ) OA h ADP PF Figura 4.10 Esquema das correntes de ar que entram e saem da serpentina com desvio no retorno. 58

74 Observando o diagrama da figura 4.8, tem-se os seguintes balanços de massa: m & m& + m& SA = (4.12) RA EX m& = m& + m& ( 1 BM ) (4.13) EA OA RA m& = m& + m& BM (4.14) SA EA RA m & OA = m& EX (4.15) Os balanços de calor sensível e latente ficam: m& c (1 BF )( T T ) = RSH + m& c BF ( T T ) (4.16a) EA P RA ADP OA P OA RA m & (1 BF) h ( W W ) = RLH + m& BF ( W W ) h EA o RA ADP OA OA RA o (4.16b) As equações para o fator de calor sensível efetivo (ESHF) permanecem de acordo com as equações (4.6a) e (4.6b). Os calores sensível e latente do recinto são idênticos ao sistema convencional, exceto por que deve ser substituído por, conforme abaixo. 59

75 = ( ) (4.17a) = h ( ) (4.17b) Outros balanços energia podem ser feitos para obter as demais incógnitas do ciclo como nas regiões de entrada da serpentina e na confluência do desvio com a corrente LA. A capacidade do sistema também é obtida por um balanço energético para a serpentina, sendo similar ao sistema tradicional, desde que sejam substituídos os termos e, respectivamente, por e. = [ ( )+h ( )] (4.18) Algoritmo do programa para sistema com desvio do ar de retorno A seguir, a figura 4.11 mostra o funcionamento do algoritmo para simulação do sistema com desvio do ar de retorno. 60

76 Figura Diagrama de funcionamento do programa de simulação do sistema com desvio no ar de retorno. 4.3 SISTEMA DE AR EXTERNO DEDICADO Serão abordados três tipos de DOAS, um só com serpentina, outro com roda entálpica e mais outro com roda entálpica e dessecante. O método de 61

77 seleção das condições do ar tratado (CA) é baseado na literatura disponível. Autores como MUMMA (2001, 2003, 2007 e 2008) e MORRIS (2003) selecionam a temperatura do ar tratado pela unidade DOA em função da quantidade de calor latente sob sua responsabilidade. Independentemente do tipo da unidade DOA o procedimento de seleção de CA é o mesmo. Neste estudo, assim como nos trabalhos vistos na revisão bibliográfica, a unidade DOA será responsável pelo combate de 100% da carga térmica latente do recinto. Nas próximas seções encontra-se a descrição de cada modelo simulado DOAS com serpentina dedicada (CC) É o mais simples dos DOAS e o mais fácil de ser implementado. Consiste em uma serpentina de resfriamento e desumidificação do ar externo. Foram estudados por COAD (1999) e MUMMA (2001) tanto para melhorias na qualidade do ar interior quanto para redução do consumo de energia elétrica. Conforme pode ser observado na Figura (4.12) o ar externo (OA) é captado pela unidade DOA sendo tratado e entregue ao recinto na condição (CA). A temperatura CA será do tipo fria uma vez que, na revisão bibliográfica, vários autores aplicam e recomendam esta condição. A unidade terminal será responsável pela remoção do calor sensível oriunda da corrente de ar de recirculação (RA). 62

78 Figura Diagrama esquemático do sistema de ar externo dedicado com serpentina de resfriamento (CC). Figura Processos psicrométricos do DOAS com serpentina dedicada. A figura 4.13, a qual mostra os processos do sistema na carta psicrométrica, nota-se que este arranjo é desacoplado, diferentemente dos modelos já mostrados. 63

79 4.3.2 DOAS com serpentina dedicada e roda entálpica (CC+HW) É, provavelmente, o modelo mais utilizado e disponível no mercado. MUMMA, ao longo da década de 2000, já o estudou em detalhes e dentre os modelos propostos pelo pesquisador é um dos mais recomendados. É constituído basicamente de uma roda entálpica total (HW) e uma serpentina de resfriamento. Neste arranjo, o ar externo (OA) é captado pela unidade DOA e prétratado pela roda entálpica (PA) trocando tanto calor sensível quanto latente com o fluxo de ar de regeneração vinda do recinto (RA), então, é resfriado e desumidificado pela serpentina dedicada (CC DOAS) até a condição (CA) e insuflado para o recinto. Semelhantemente ao modelo anterior a unidade terminal (CC TU) fica responsável pelo calor sensível da corrente (RA), figura (4.14). RA CC-TU - SA RECINTO RTH EX OA Roda entálpica - HW PA PF1 CC-DOAS - CA PF2 Figura Esquema do DOAS com serpentina e roda entálpica (CC+HW). 64

80 Figura Processos psicrométricos do DOAS com roda entálpica e serpentina dedicada (CC+HW). A figura 4.15 mostra os processos realizados pela unidade DOA, OA- PA-CA, e o resfriamento sensível da unidade terminal ADP-SA-RA DOAS com serpentina dedicada, roda entálpica e roda dessecante (CC+HW+DW) A integração de uma unidade de ar externo dedicada com rodas dessecantes ativas vem sendo estudada por diversos pesquisadores. GATLEY (2000), por exemplo, foi o primeiro a analisar esta possibilidade, indicando tal dispositivo para climas tendendo para o quente e úmido. Além disso, GATLEY (2000) recomenda o uso de fontes de energia alternativas necessárias no 65

81 processo de regeneração da matriz dessecante, pois, do contrário, seria feita resistências elétricas aumentando o consumo drasticamente. MUMMA, na conferência ASHRAE 2012 Chicago Presentation, mostra uma configuração de unidade DOA com roda entálpica, utilizando o ar de retorno no processo de regeneração, e dessecante ativa, com o ar externo para regeneração, conforme o arranjo mostrado na Figura A linha tracejada representa os limites da unidade dedicada. Figura Diagrama esquemático do sistema de ar externo dedicado (CC+HW+DW) pelo lado ar. 66

82 Neste arranjo, o ar externo (OA) é captado pela unidade DOA passando pela roda entálpica, onde troca calor sensível e latente com a corrente de ar vinda do recinto (RA), o ar pré-tratado segue para a roda dessecante onde é desumidificado (DA) e entregue à serpentina sendo resfriado até a condição CA. A figura 4.17 mostra a sequência de processos sofridos pelo ar tratado na unidade DOA. Figura Processos psicrométricos do DOAS com serpentina dedicada, roda entálpica e roda dessecante (CC+HW+DW). Espera-se com este arranjo que a serpentina da unidade dedicada opere com condições seca ou quase seca de acordo com o observado na carta psicrométrica, onde a quantidade de vapor d água do ar de processo é muito pequena (diferença entre W CA e W DA ). 67

83 4.3.4 Implementação do código computacional para sistemas de ar externo dedicado A metodologia para dimensionamento de unidades de ar externo dedicado segue de acordo com a encontrada nos trabalhos de Mumma (2001) e Morris (2003). A ideia básica é determinar a condição do ar tratado (CA) capaz de combater toda a carga térmica do recinto e ainda parte do calor sensível sob responsabilidade, a priori, unidade terminal. Desta forma, considerando que a umidade do ar do recinto seja absorvida apenas pela corrente CA, tem-se: W CA RLH = WRA (4.19) m& h OA o onde W CA é a razão de umidade do ar processado pela unidade DOA. A condição CA é admitida como saturada e, portanto, pode ser graficamente determinada por uma reta horizontal cortando a linha de saturação na carta psicrométrica (linha tracejada na Fig. 4.17). Analiticamente, é obtida pelas equações (4.7) e (4.8) aplicadas ao ponto CA. Uma vez que a serpentina da unidade terminal opera seca, ou seja, realiza um processo de resfriamento sensível partindo de RA, o ponto ADP de ser determinado de modo semelhante ao ponto CA utilizando também as equações (4.7) e (4.8). 68

84 A capacidade de resfriamento sensível da unidade de dedicada é dada por DSH na expressão abaixo. DSH = m& c ( T T ) CA (4.20) OA p RA Daí, a quantidade de calor sensível restante a ser tratada pela unidade terminal (TUSH) é dada pela diferença entre a carga térmica sensível do recinto e a capacidade de resfriamento sensível da unidade dedicada, conforme se segue. TUSH = RSH DSH (4.21) A taxa mássica de ar recirculado pode ser determinada pela equação (4.22) resolvida para e as condições SA pelas equações (4.1). TUSH = m& c 1 BF )( T T ) (4.22) RA p ( RA ADP A potência frigorífica da serpentina dedicada ( ) pela expressão abaixo. PF D = m& c ( T T ) + h ( W W ) (4.23) OA[ p XY CA o XY CA 69

85 onde o subscrito XY corresponderá a OA quando se tratar do DOAS CC, a PA quando for o modelo DOAS CC+HW e a DA referente ao modelo DOAS CC+HW+DW. Assim, para a análise de consumo, a capacidade total de resfriamento do sistema (PF T ) será tomada como a soma das parcelas TUSH e PF D Algoritmo do programa para sistemas de ar externo dedicado execução do código. A figura 4.18 mostra a sequência de processos realizados durante a INÌCIO Dados iniciais: - Condições RA; -Condições XY; -RTH e RSH; -BF de TU; XY OU Condições OA Condições PA Condições DA Calcula RLH e RSHF Sub rotina Função para calcular a pressão do ar saturado Calcula demais propriedades do ar em RA e XY Calcula WSA;

86 Figura Diagrama de funcionamento do programa de simulação dos sistemas de ar externo dedicado. Vale ressaltar que os caracteres XY observados no diagrama correspondem às entradas OA, PA ou DA, dependendo do sistema a ser simulado. 71

87 5 ESTUDO DE CASO: A UTILIZAÇÃO DOS SISTEMAS DE AR EXTERNO DEDICADO NA CIDADE DE MANAUS Um estudo de caso será analisado considerando o emprego de cada um dos modelos apresentados no capítulo 4 visando avaliar qual dentre eles apresenta maiores vantagens referentes ao consumo energético. 5.1 METODOLOGIA Características do Recinto O recinto em questão foi selecionado por se tratar de um ambiente com elevada carga térmica o que, necessariamente, precisará de um sistema de condicionamento de ar de alta capacidade. Como base para estudo, a sala de desembarque de um aeroporto da região norte será tomada como referência de ambiente a ser climatizado. Os parâmetros de conforto térmico bem como a carga térmica estão pré-definidos e cumprem todas as exigências de normas nacionais e internacionais e foram obtidos com o software TRACE 700 da TRANE CO, homologado pela ASHRAE para cálculos de carga térmica para edificações com intenções de certificação LEED, utilizando o método TETD/TA (Total Eqivalent Temperature Difference / Time-Averaging). 72

88 Para o cálculo de carga térmica foram considerados os seguintes dados, obedecendo às recomendações da norma ABNT NBR /3: Área total: 4.140m²; Elevação: 84 m; Pressão Atmosférica: 100,32 kpa; Temperatura Bulbo Seco de Verão: 34,8 C; Temperatura Bulbo Úmido de Verão: 27,3 C; Temperatura Bulbo Seco de Inverno: 22,0 C; Fator de Clareza de Verão: 0,95; Fator de Clareza de Inverno: 0,8; Refletância do Solo no Verão: 0,2; Refletância do Solo no Inverno: 0,2; Renovação de Ar: 27 m³/h por pessoa (ANVISA, 1998); Taxa de Ocupação: 01 pessoa por cada 5m², (ABNT NBR :2008); Iluminação: 20 W/m² (ABNT NBR ); Parede Externa: Composta por tijolo simples, reboque, massa e pintura, coeficiente 2,4087 W/m² C (Biblioteca de dados Trace700 Fonte ASHRAE Fundamentals 2009); Vidro Externo: Composto por vidro transparente, com 6 mm de espessura; Dissipação de computadores: 200W por estação simples (Ver NBR ); 73

89 Dissipação de impressoras: 50W impressora simples, 100W impressora laser (Ver NBR ); Dissipação de equipamentos: 21,5 W/m² (Ver NBR ); Para este estudo, a carga térmica devido à ventilação não foi considerada neste cálculo, pois este ganho de calor será variável em função das condições do ar externo de acordo com os dias típicos montados a partir das tabelas TMY para a cidade de Manaus, que será apresentado nas próximas seções. O resumo do cálculo de carga térmica está apresentado, abaixo, na Tabela 5.1. Tabela 5.1 Resumo do cálculo de carga térmica do recinto. GANHOS DE CALOR SENSÍVEL [kw] LATENTE [kw] GANHO SOLAR 126,3 - TRANSMISSÃO POR VIDROS 17,75 - TRANSMISSÃO POR PAREDES 17,35 - ILUMINAÇÃO 66,24 - PESSOAS 59,43 37,6 EQUIPAMENTOS 21,87 - ENTREFORRO (PLENUM) 5,2 - TOTAL 314,14 37,6 2% 7% 19% 40% 21% 5% 6% GANHO SOLAR TRANSMISSÃO POR VIDROS TRANSMISSÃO POR PAREDES ILUMINAÇÃO Figura 5.1 Participação na carga térmica de cada ganho de calor 74

90 A carga térmica total do recinto (RTH) foi estimada em torno de 351,74kW, ou aproximadamente 100TR, onde o calor sensível (RSH) corresponde a 314,14kW deste total. A figura 5.1 mostra a contribuição percentual de cada tipo de ganho de calor na carga térmica do recinto. Nota-se que as maiores influências são devido ao ganho solar e concentração de pessoas (ocupação), sendo que, esta última constitui a única fonte de calor latente deste ambiente Modelo do Dia Típico A simulação leva em consideração o dia típico de cada mês do ano, o qual corresponderá ao 21º dia. Os dados de temperatura de bulbo seco e umidade relativa serão tomados hora-a-hora através das tabelas TMY da base SWERA para a cidade de Manaus. No Anexo I se encontram em detalhes os dados do ar externo dos dias típicos utilizados nas simulações dos sistemas de ar condicionado. A figura 5.2 apresenta a disposição dos estados OA ao longo do ano na carta psicrométrica. Nota-se a concentração dos pontos OA na região quente e úmida da carta psicrométrica, pois a umidade relativa está superior a 50% chegando até próximo de 100% (saturação). Em qualquer uma das situações, espera-se atingir, com os sistemas de climatização, a zona de conforto térmico estabelecida no ponto fixo RA, onde a temperatura de bulbo seco e a umidade relativa correspondem, respectivamente, a 24ºC e 50%. 75

91 Figura 5.2 Distribuição das condições do ar externo na carta psicrométrica. Temperatura do ar externo (ºC) JAN FEV MAR ABR MAI JUN JUL AGO SET OUT NOV DEZ Hora-1 Hora-2 Hora-3 Hora-4 Hora-5 Hora-6 Hora-7 Hora-8 Hora-9 Hora-10 Hora-11 Hora-12 Hora-13 Hora-14 Hora-15 Hora-16 Hora-17 Hora-18 Hora-19 Hora-20 Hora-21 Hora-22 Hora-23 Hora-24 Figura 5.3 Variação horária da temperatura do ar externo ao longo do ano (TMY). 76

92 É observado no modelo proposto de dia típico mensal uma amplitude térmica máxima de 11,5ºC (Figura 5.3). A temperatura máxima ocorre em outubro às 14:00 sendo computada em 34ºC. Já a temperatura mínima de 22,5ºC ocorre duas vezes às 06:00 da manhã em setembro e em dezembro. Da mesma forma, o pico de umidade é visto em outubro às 24:00 quando atinge 22,72kg/kg de ar seco e a mínima no mês de junho, às 21:00, quando cai até 15,779kg/kg de ar seco (Figura 5.4). 23 Razão de umidade (kg/kg de ar seco) JAN FEV MAR ABR MAI JUN JUL AGO SET OUT NOV DEZ Hora-1 Hora-2 Hora-3 Hora-4 Hora-5 Hora-6 Hora-7 Hora-8 Hora-9 Hora-10 Hora-11 Hora-12 Hora-13 Hora-14 Hora-15 Hora-16 Hora-17 Hora-18 Hora-19 Hora-20 Hora-21 Hora-22 Hora-23 Hora-24 Figura Variação horária da umidade do ar externo ao longo do ano (TMY). Assim, pode-se concluir que o dia crítico para o condicionamento do ar, onde as condições de temperatura e umidade do ar exterior se apresentam mais elevadas, é o dia típico do mês de outubro. 77

93 5.1.3 Análise do Consumo Elétrico em Sistemas de Ar Condicionado A análise dos sistemas de ar condicionado será feita considerando que as unidades terminal e dedicada sejam alimentadas com água gelada proveniente de uma unidade resfriadora de líquido (water chiller). Os equipamentos utilizados em todas as análises serão do mesmo tipo e eficiência, com performance compatível com as premissas mínimas da norma americana ASHRAE 90.1 (2004). Tal fato se justifica em função de que não se deseja que a eficiência dos chillers tenha efeito nos resultados (BARBOSA, 2012). Os dados de performance adotados estão listados no quadro abaixo: Tabela 5.2 Resfriadores de líquido (Chillers) Requisitos mínimos de eficiência energética (adaptado de ASHRAE Standards 90.1, 2004). Tipo de Equipamento Eficiência mínima Procedimento de ensaio Chiller de condensação a ar com acionamento elétrico. 2,80 COP 3,05 IPLV ARI 550/590 Onde o COP é o coeficiente de performance em kw/kw e o IPLV é o Integrated Part Load Value, geralmente, em kw/tr Dimensionamento das Serpentinas dos Sistemas O dimensionamento será feito utilizando a metodologia apresentada no capítulo 3 deste trabalho. O resultado servirá para estimar quais são as características mínimas da serpentina para que as trocas energéticas sejam 78

94 possíveis, além de servir como base de comparação, entre os sistemas, do porte de cada unidade avaliada através da superfície total de troca térmica Rodas Dessecantes Introdução A roda dessecante é também conhecida como roda de desumidificação, roda desumidificante ou rotor dessecante em diferentes literaturas. Os principais componentes da roda dessecante basicamente incluem a matriz, o gabinete da roda, o aquecedor de ar e um motor de acionamento como visto na Fig. (5.5). A roda dessecante é acionada por um motor que trabalha em uma determinada rotação. O rotor também é composto por um grande número de canais cuja parede é constituída pelo material de apoio e revestida ou impregnada com material dessecante. A seção transversal da roda é dividida entre o lado do ar de processo e o lado de ar de regeneração os quais são separados, geralmente, por ripas de madeira. Durante a operação do rotor, o vapor d água é absorvido pelo material dessecante quando o ar úmido passa através do lado do ar de processo e, enquanto isso, o ar quente vindo do aquecedor escoa pelo lado de regeneração, a água é dessorvida da matriz dessecante fazendo a regeneração da roda. O modelo mostrado na Fig. (5.5) é conhecido como roda dessecante ativa. Segundo GE et al (2007), caso nenhum ar aquecido é admitido no sistema, 79

95 o modelo é chamado de roda dessecante passiva, roda entálpica ou recuperador entálpico. Diferentemente das rodas entálpicas, as dessecantes precisam ser impregnadas com algum tipo de material higroscópico (sílica gel, por exemplo) para que o processo de adsorção seja possível, ou seja, a remoção de vapor d água e a redução da carga latente. Evidentemente, pelo fato das correntes de processo e regeneração entrarem em contato com o material dessecante, há uma preocupação de diversos pesquisadores com fenômeno de contaminação cruzada. De acordo com BESSANT (2000), mesmo que se faça a purga do ar, reduzindo a seção cruzada, a contaminação reduz em menos de 1%, sendo que não é recomendável utilizar ar contaminado com gases tóxicos ou perigosos para o processo de regeneração. O problema da contaminação cruzada pode ser eliminado com a introdução de filtros mais eficientes, entretanto, isso pode encarecer o custo de instalação do sistema. Deve-se notar que nas rodas dessecantes são normalmente instalados isolamento térmico e vedação lateral, assim, trocas de massa e energia entre a roda e o meio externo são desprezadas na maioria dos casos. Figura Ilustração esquemática da roda dessecante. 80

96 Seleção de Rodas Dessecantes Como o objetivo deste trabalho não inclui uma análise detalhada destes dispositivos e sim o efeito de sua integração com sistemas de ar condicionados estudados, não foi utilizado ou desenvolvido qualquer modelo matemático para descrever o transporte de energia e massa durante processo de adsorção. A simulação dos dispositivos de recuperação térmica foi feita por meio de softwares de fabricantes disponibilizados gratuitamente na rede mundial de computadores. Para as rodas entálpicas foi utilizado o programa ECOFRESH, versão 4.1.3, da DRI Rotors (Desicant Rotors International DRI) integrante do grupo PAHWA Enterprises o qual possui certificação da AHRI (Air Conditioning, Heating and Refrigerating Institute). O software contém a biblioteca de dados climáticos da ASHRAE Fundamentals (2009) disponível para várias cidades de diversos países, inclusive o Brasil. Entretanto, os inputs da condição do ar externo (ar de processo) podem ser feitos manualmente bem como para o ar de regeneração. Uma vez inseridos os dados do ar de processo e de regeneração, o programa seleciona um modelo de roda entálpica e exibe as condições do ar de exaustão (ar de regeneração saindo da roda) e do ar tratado, tais como, temperaturas de bulbo seco e úmido, razão de umidade e relativa, entalpia específica e a energia recuperada durante a operação. Uma unidade Standard 81

97 sempre será selecionada, porém, optou-se em adotar o modelo com maior eficiência possível através de seleção manual. Na figura 5.6 é mostrada a interface do software com a apresentação do exemplo padrão para a cidade de Anniston, Alabama EUA. Figura 5.6 Interface do software de seleção de rodas entálpicas ECOFRESH. Da mesma forma, para a roda dessecante foi utilizado o software DSelect, versão 3.7.5, da Rotor Source Inc, para seleção e estimativa de desempenho do produto, também disponível gratuitamente e certificado pela AHRI. O programa funciona de forma similar ao citado anteriormente estimando as propriedades do ar de processo e regeneração na saída do rotor e, 82

98 além disso, a quantidade de calor necessária para a regeneração da roda. A interface do software é mostrada na figura 5.7. Figura 5.7 Interface do software da roda dessecante da Rotor Source Procedimento da Simulação Será realizada a simulação de cada sistema de condicionamento de ar, pelo lado ar, em função dos dados de temperatura e umidade do ar externo em cada dia típico mensal. Depois de simulados, o relatório de resultados gerado pelo programa FORTRAN em arquivo.dat será convertido para uma planilha em MS Excel, 83