INSTALAÇOES DE AR CONDICIONADO

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2 - NSTALAÇOES DE AR CONDCONADO HÉLO CREDER Engenheiro Eletricista MSc em Engenharia Mecânica - UFRJ Membro da ABRA V A Diploma do Mérito Profissional Conferido pelo CONFEA 6ª edição LTC EDTORA

3 No interesse de difusão da cultura e do conhecimento, o autor e os editores envidaram o máximo esforço para localizar os detentores dos direitos autorais de qualquer material utilizado, dispondo-se a possíveis acertos posteriores caso, inadvertidamente, a identificação de algum deles tenha sido orrútida. 1 Edição: Edição: Edição: Edição: Reimpressão: 1994 S Edição: Reimpressões: 1997 e 2000 & Edição: 2004 Direitos exclusivo~ para a língua portuguesa Copyright 2004 by Hélio Creder LTC- Livros Técnicos e Científicos Editora S.A. Travessa do Ouvidor, 11 Rio de Janeiro, RJ - CEP TeL: Fax: Reservados todos os direitos. É proibida a duplicação ou reprodução deste volume, no todo ou em parte, sob quaisquer formas ou por quaisquer meios (eletrônico, mecânico, gravação, fotocópia, distribuição na Web ou outros), sem permissão expressa da Editora. ~i.

4 Prefácio da 6Q Edição Ainda que os fundamentos para o projeto de sistemas de ar condicionado pennaneçam inalterados, a evolução tecnológica dos equipamentos tem possibilitado novas formas de condicionamento de ambientes mais eficazes do ponto de vista energético e das condições de conforto. Assim, embora as nonnas brasileiras e internacionais que tratam dos sistemas de ar condicionado ainda não reflitam integralmente as alterações ocorridas no setor, há necessidade de dotar os profissionais dos conhecimentos necessários a projetas que levem em conta essas mudanças tecnológicas. Essa foi a motivação da 6~ edição. Nela incorporamos o projeto de novos sistemas dentre os quais aqueles.. que utilizam processos evaporativos e a co-geração como forma de diminuir o consumo de eletricidade, bem como os "split-systems". Esses últimos constituem uma opção que toma os ambientes de trabalho e de lazer mais silenciosos e confortáveis. Esperamos com esta edição, manter o leitor informado sobre a possibilidade de uma escolha mais ampla do sistema de condicionamento de ar a ser projetado. Ficarei grato a todos os que opinarem sobre o livro, apontando lacunas e/ou sugerindo modificações necessárias. O AUTOR ~;-

5 Prefácio da 5º Edição Esta nova edição já se fazia necessária há algum tempo, em face das novidades técnicas que surgem. Nela foram introduzidas algumas modificações imprescindíveis, a saber: - os fréons- tradicionais fluidos frigorfgenos que, segundo os cientistas, causam danos à camada de ozônio- deverão ser substituídos por outros fluidos, como, por exemplo, o SUV A da DuPont. Alguma informação a respeito foi acrescentada tendo em vista as futuras substituições. Para maiores detalhes, o leitor deverá consultar as publicações específicas daquela empresa; - houvf acréscimo de figuras com exemplos de ventilação natural, típicos de países árabes; - no Cap. 8, foi acrescentado um item relativo ao sistema de "resfriamento evaporativo", que está sendo muito desenvolvido nas principais cidades onde a umidade relativa é mais baixa; - continua disponível o software para o cálculo estimativo da carga ténnica, e outros softwares para cálculos de dutos estão sendo elaborados. As informações constam do cartão-resposta comercial que acompanha o livro. O leitor interessado deverá seguir as orientações, preencher o cartão, fazer o depósito e enviar o comprovante via fax ou carta; enfim, ao longo do livro foram feitas pequenas modificações visando a melhorar figuras e a fornecer maiores esclarecimentos. Esperando que nesta edição tenha havido uma real melhoria em relação à anterior, aceitaremos de bom grado críticas e sugestões dos nossos prezados leitores. O AUTOR

6 Prefácio da iª Edição Este livro destina-se aos iniciantes no estudo e prática das instalações de ar condicionado, ventilação e exaustão. O objetivo principal do autor foi o de dar uma visão global deste tipo de instalação, procurando abordar o mínimo indispensável, em cada capítulo, dos assuntos que devem ser aprendidos pelo futuro profissional No primeiro capítulo são apresentados os fundamentos básicos necessários ao estudo físico do ar; no segundo, os dados para o projeto; no terceiro, o cálculo da carga térmica; no quarto, o estudo sobre os meios de condução do ar; no quinto, ventilação e exaustão; no sexto, torres de arrefecimento e condensadores evaporativos; no sétimo, controles automáticos; e no oitavo, instalações típicas. No final dos capítulos estão propostos exercícios, com respostas no final do livro. Em conseqüência da adoção pelo nosso País do sistema internacional de medidas (S), procurou-se, dentro do possível, exprimir os resultados dos exercícios e tabelas nas duas unidades: sistema inglês e sistema internacional. Neste período de transição, em que prevalecem em todo meio tecnológico de ar condicionado as unidades inglesas, consideramos ser indispensável continuar falando a mesma linguagem dos profissionais do ramo e aos poucos irmos substituindo essas unidades pelo sistema internacional, muito mais racional e prático- tarefa que demandará alguns anos. Sempre que possível, procurou-se, nos exemplos, difundir a tecnologia nacional, transcrevendo dados de fabricantes dos equipamentos instalados no País, embora quase todos sejam de know-how importado. É fato conhecido que a tecnologia do ar condicionado e ventilação está em constante evolução e que qualquer assunto explanado está sujeito a mudanças periódicas, por isso os estudiosos e profissionais do ramo, qve desejarem constante aperfeiçoamento e atualização, deverão consultar publicações técnicas específicas para cada um dos respectivos fabricantes. Desejamos agradecer a todas as pessoas ou firmas que cooperaram direta ou indiretamente na execução deste livro, em especial aos integrantes da Hélio Creder Engenharia, que executaram e adaptaram quase todas as ftguras e demais serviços de coordenação dos assuntos. Esperando contribuir para o ensino técnico em nosso País, dedicamos este livro aos professores, alunos e profissionais do ramo que juntos irão difundir conhecimentos e executar instalações de modo que o conforto do ar condicionado e da ventilação possa ser usufruído por todos. Receberemos de bom grado quaisquer críticas ou sugestões que possam tornar este livro mais útil, para o que solicitamos escrever à Editora. O AUTOR

7 Sumário 1. NTRODUÇÃO Massa, Força e Peso Pressão Temperatura Escalas tennométricas outras propriedades termodinâmicas Calor Capacidade térmica Calor específico Condução de calor Condução de calor em paredes planas (experiência de Fourier- 1825) Condução de calor através de placas paralelas Analogia com o circuito elétrico Calor sensível Calor latente Primeira Lei da Termodinâmica En~rgia Energia transferida a um sistema Trabalho Avaliação das energias potencial e cinética Aplicação da ~ lei aos sistemas J.5.6 Entalpia Segunda Lei da Termodinâmica Ciclo de Camot Ciclo reverso de Carnot Gás real e gás perfeito (ideal) Desigualdade de Clausius Entropia e desordem Mistura Ar-Vapor dágua Umidade absoluta e umidade relativa Ponto de orvalho (dew point) do ar Carta Psicrométrica Umidificação e Desumidificação Trocas de calor entre o ar e a água Misturas de ar Vazão Necessária de Ar ,.;_

8 Xii SUMÁRO 1.11 Cálculo da Absorção de Umidade do Ar de nsuflamento Capacidade dos Equipamentos do Sistema de Expansão Direta Capacidade dos Equipamentos do Sistema de Expansão lndireta Resfriamento pela Evaporação Noções sobre Refrigeração Fluidos Refrigerantes SUV A da DuPont ntrodução Considerações genéricas Comparações de desempenho Compatibilidade dos materiais Definições Sistemas de Refrigeração Sistema de refrigeração por absorção Sisten:ta de ejeção de vapor Sisterila de compressão de ar Sistema de compressão de vapor Sistema termoelétrico Considerações Físicas da nsolação Definições Determinação da elevação do Sol (a) Determinação do azimute do Sol (Az) ntensidade da radiação direta "F sobre uma superfície em W/m Radiação solar total recebida na superfície da Terra (1,) Transmissão da radiação solar através dos vidros DADOS PARA O PROJETO Condições de Conforto Requisitos Exi:gidos para o Conforto Ambiental Sistemas de Ar Condicionado Tipos de Condensação Tipos de nstalação Estimativa do Número de Pessoas por Recinto Sugestões para a Escolha do Sistema de AC mais ndicado CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA Carga de Condução- Calor Sensível Carga Devida à nsolação- Calor Sensível Transmissão de calor do Sol através de superfícies transparentes (vidro) Transmissão de calor do Sol através de superfícies opacas Carga Devida aos Dutos- Calor Sensível Carga Devida às Pessoas- Calor Sensível e Calor Latente Carga Devida aos Equipamentos- Calor Sensível e Calor Latente Carga devida aos motores- calor sensível Carga devida à iluminação- calor sensível ;.

9 SUMÁRO XÜi Carga devida aos equipamentos de gás- calor sensível e calor latente... l Carga devida às tubulações- calor sensível Carga Devida à nfiltração- Calor Sensível e Calor Latente Método da troca de ar Método das frestas Carga Devida à Ventilação Carga Térmica Total Total de Ar de nsuflamento Cálculo da Absorção da Umidade dos Recintos Cálculo do Calor Latente ll Cálculo do Calor Total Usando a Carta Psicrométrica Determinação das Condições do Ar de nsuflamento Estimativa de Carga Térmica de Verão Métodos Rápidos para Avaliação da Carga Térmica de Verão para Pequenos Recintos Unidades compactas (se!f-contained) Unidades de ar condicionado individuais Unidades individuais com condensador remoto externo e evaporador interno, com controle remoto 3.16 Exemplo de Cálculo da Carga Térmica de uma nstalação Central de Ar Condicionado MEOS DE CONDUÇÃO DO AR Dutos de Chapas Metálicas Métodos de dimensionamento de dutos Método da velocidade Método da igual perda de carga Método da recuperação estática Bitolas recomendadas para as chapas galvanizadas Perdas de pressão em um sistema de dutos Perdas de pressão estática (P,) Perdas de pressão dinâmica (P,.) Perdas de carga acidentais Pressão de resistência de um sistema de dutos (P,) solamento e junção dos dutos Distribuição de Ar nos Recintos Grelhas simples e com registras Escolha da altura da grelha de insuflamento Distância entre as grelhas de insuflamento Seleção das grelhas de insuoamento Detenninação da vazão de uma grelha Difusores de tcto ou aerofuses Difusores lineares tipo fresta Difusores lineares através de luminárias do tipo integradas Diqribuição de ar em teatros e cinemas....!s

10 XiV SUMÁRO 5. VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO... : Generalidades Leis dos ventiladores Ligações e Tipos de Ventiladores Ventiladores Centrífugos Partes essenciais Tipos.... Arranjos.... Tipos de descarga.... Tipos de rotares Velocidades recomendadas para o ar Especificações de ventiladores Especificações das correias em "V de transmissão Especificações para motores de acionamento Conio escolher um ventilador Trocas de Ar nos Recintos Velocidades Recomendadas para o Ar Ventilação Geral Volume de ar a insuflar Tipos de ventilação Projeto de uma instalação de ventilação geral Ventilação em residências Exaustão Capto,r Dutos.de ar Ventilador j Chamtnés Exemplo de dimensionamento Dimensionamento do captor (coifa) Dimensionamento dos dutos Chaminé Ventilador TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATVOS ntrodução Torres de Arrefecimento t Tabelas climatológicas Escolha de uma torre de arrefecimento Perdas de água Esquemas de instalações de resfriadores compactos Quantidade de água de circulação Escolha de bomba da água de circulação (BAC) Potência da bomba da água de circulação (BAC) Condensadores Evaporativos ntrodução ~:.

11 SUMÁRO XV Partes constituintes Funcionamento Dados práticos gerais para os condensadores evaporativos CONTROLES AUTOMÁTCOS l Generalidades Sistemas de Controles Automáticos Controles Elétricos Generalidades Funcionamento do circuito de controle elétrico de um condicionador compacto Funcionamento do circuito de controle elétrico de um sistema de água gelada Controles do compressor Tipos de controle no recinto Diagramas de controle Válvula de três vias Sistemas Pneumáticos Sistemas Autónomos Funcionamento de uma válvula de expansão tennostática (VET) Escolha de uma válvula de expansão termostática NSTALAÇÕES TÍPCAS Esquema Hidráulico de um Sistema de Expansão Direta Esquema Hidráulico de um Sistema de Expansão lndireta de Água Gelada Projeto de uma nstalação de Expansão Direta e Condensação a Ar Estudo preliminar Elaqoração do anteprojeto Projeto definitivo Memorial descritivo e especificações do ar condicionado central do restaurante da Fábrica Saturno Seleção de uma Unidade Resfriadora de Líquido (com Detalhes de Montagem) Seleção de uma Unidade de Resfriamento Evaporativo ntrodução Ar de suprimento e de exaustão Projeto dos dutos Selecionamento e Cálculo do Sistema de Dutos RESPOSTAS DOS EXERCÍCOS PROPOSTOS EQUVALÊNCA ENTRE AS UNDADES DO SSTEMA NGLÊS E DO SSTEMA NTERNACONAL DE UNDADES (S) RELAÇÃO DAS TABELAS E QUADROS RELAÇÃO DAS FGURAS BBLOGRAFA ÍNDCE ,.;.

12 As instalações de ar condicionado no Brasil são regidas pela Norma Brasileira NBR-6401 (lnstalaçrjes centrais de ar condicionado para conforto), que estabelece as bases fundamentais para elaboração dos projetas. das especificações, termo de garantia e aceitação das instalações. O nos~o trabalho será calcado nesta norma; as partes omissas serão baseadas em normas estrangeiras citadas nos capítulos. Condicionar o ar em um recinto significa submetê-lo a certas condições, compatíveis com o objetivo da instalação, independentemente das características exteriores. Assim, podemos condicionar o ar para o conforto, para um melhor desempenho ou durabilidade de equipamentos ou processos. De um modo geral, o condicionamento do ar controla as seguintes propriedades: temperatura; umidade relativa; - velocidade; pureza. Esquematicamente, temos na Fig. 1.1 uma instalação central de ar condicionado, usando uma unidadeselfcontained, ou seja. uma unidade compacta que possui, montados dentro de uma mesma carcaça, todos os componentes necessálios às trocas de calor (compressor, condensador, válvula de expansão, evaporador, filtros, controles e ventilador). Uma instalação de ar condicionado pode ser considerada um sistema aberto, no sentido termodinâmico, no qual são mantidas as condições desejadas no recinto (Fig. 1.2). O fluido utilizado é o próptio ar que é refrigerado e tratado em um outro subsistema fechado, que é o ciclo de refrigeração, conforme se vê na Fig O ar refrigerado é introduzido no recinto onde se mistura com o ar contido no ambiente e essa mistura gasosa, devidamente controlada em seu fluxo, temperatura, umidade e pureza, dará as condições de conforto. O subsistema ddinido como ciclo de refrigeração, através do fluido frigorígeno, realiza as transformações termodinâmica~ necessárias para absorver o calor diretamente do ar com o qual é posto em contato (sistema de expansão dircta) ou indiretamente através da água (sistema de expansão indireta). A fim de compreendermos bem a~ transformações que serão estudadas mais detalhadamente nos capítulos seguintes, há necessidade de uma melhor fixação nas definições das propriedades termodinâmicas envolvidas. As propriedades elementares são: pressão, temperatura, volume específico e densidade. As propriedades mais complexas são: entalpia, entropia e energia livre. Procuraremos expressar todas essas grandezas em unidades d1) Sistema nternacional de Unidades, ou Sistema S. Fig. 1.1 Vista isométrica de uma instalação de ar condicionado com unidade compacta.

13 2 NTRODUÇAO Calor --+Ar ou fluido Ar ou fluido --+ Trabalho Fig. 1.2 Esquema de um sistema aberto. 1.1 Massa, Força e Peso Os conceitos de massa e peso são muitas vezes confundidos, mas são grandezas físicas distintas. A massa pode ser definida como a quantidade de matéria que constitui um corpo. A massa padrão internacionalmente aceita é o quilograma, cujo protótipo é o bloco de platina iridiada conservado na cidade de Sêvres, França. A aceleração é definida como a variação da velocidade na unidade de tempo. A velocidade, no Sislema S, é expressa em rn/s e a aceleração em rn/s 2, ou seja, a velocidade da velocidade. A força é definida como a grandeza capaz de imprimir uma aceleração a uma dada massa. A 2.a lei do movimento de Newton inter-relaciona essas grandezas pela seguinte expressão: F=ma No Sistema S, podemos dizer que a unidade de força é capaz de imprimir à unidade de massa, kg, uma aceleração de 1 m/segundo por segundo. Essa unidade de força é o newton (N) ou N = kg m. s O peso de um corpo é uma força dita gravitacional, pois tende a dirigir esse corpo para o centro da Terra. Portanto, em qualquer ponto da superfície da Terra, o peso é praticamente o mesmo, variando em apenas 0,5%. Fora da superfície do nosso planeta, o peso poderá sofrer grandes variações, chegando mesmo a se anular a grandes altitudes (=380 X 10 6 m), como vemos nas naves espaciais. A expressão do peso de um corpo é: onde: ~ p =mg g =aceleração da gravidade, aproximadamente 9,81 m/s 2 Exemplo!.!: Qual a força, em newtons, necessária para acelerar um automóvel de kg de massa, à razão de 1 rnls 2? F~ ma~ X 1 ~ 1.500N

14 lnrrodução 3 Exemplo 1.2: Qual a massa de um satélite artificial cujo peso é de 100 N na superfície terrestre e numa órbita onde a aceleração da gravidade é de 1,2 m/s 2? F ~ 100 ~ kg a 1,2 1.2 Pressão A pressão é definida pela física clássica como força atuando por unidade de área. Se a força atua sobre um fluido homogêneo e estacionário, a pressão é uniforme ao longo de todo o fluido, se for desprezada a força da gravidade que atua no fluido. A mesma pressão é exercida sobre as paredes que contêm o fluido. No Sistema S, a pressão é definida por: P~ F N kg -~- = 1pascalou1Pa:.Pa= - A m 2 ms 2 Em termodinâmica só se considera a pressão absoluta, isto é, a pressão medida pelo manômetro acrescida da pressão atmosférica ou dela diminuída, no caso de vácuo. A medida da pressão atmosférica pode ser feita através do barómetro de Torricelli (1643), que consiste no seguinte (Fig. 1.3): mergulha-se em uma cuba contendo mercúrio um tubo de vidro, aberto em uma das extremidades e cheio também de mercúrio. A coluna de mercúrio se fixará em h = 760 mm de altura desde que a temperatura seja de ooc e a aceleração da gravidade local seja g = 9,80665 m/s 2 (ao nível do mar e latitude 45 N). Y, Fig. 1.3 Barômetro de Torricelli. Então: kg m kg 1 atm = 760 mm de Hg ou X 9, X 0,76 m = = 1,013 X 10 5 Pa m3 s2 ms2 Se, em vez de mercúrio, tivéssemos um tubo cheio dágua, a coluna dágua subiria para uma altura de 10,33 m, pelo fato de o peso específico da água ser de 10 3 kg/m 3, ou seja: ou, resumindo: kg X 9,81 m X 10,33 m = 1,013 X 10 Pa m3 s2 1N/m 2 =1Pa 10 3 Pa = 1 kpa :.-.

15 4 NTRODUÇÃO 10 5 Pa = 10 2 kpa = bar 101i Pa = 1 MPa = 10 bar Pa = atm = 10,33 m col. dágua. Outros tipos de medidores de pressão são os manômetros, que podem ser construídos de um tubo em "U", conforme se vê na Fig. 1.4, também cheio de mercúrio numa extremidade e na outra ligado ao fluido cuja pressão se deseja medir. ~Pressão,-- aser cl--~1 medida Fig. 1.4 Manômetro de mercúrio. A força exercida pelo fluido é equilibrada pelo peso da coluna de mercúrio: Então a pressão P será: onde: P = pressão em Pa; y = peso específico em N/m 3 ; Z = diferença dé altura da coluna de mercúrio em m. F=yXV=yXAXZ Quando a pressão do fluido a ser medida é positiva, soma-se a pressão atmosférica para se ter a pressão absoluta; quando é negativa (vácuo), diminui-se da pressão atmosférica (Fig..5). (1.1) - ~ ! Pressão Pressão absoluta medida P, Pressão atmosférica ~ Pressão atmosférica Pressão negativa (Vácuo) Pressão absoluta Fig. 1.5 Diagrama de pressões manométrico e absoluta...,.;_

16 NTRODUÇÃO 5 Exemplo 1.3: O vácuo medido no evaporador de um sistema de refrigeração é de 200 mm de mercúrio. Determinar a pressão absoluta em pascal, para uma pressão barométrica de 750 mm de Hg. Solução: Desprezando a temperatura do mercúrio, consideremos a sua densidade a ooc: ComoN = kg m --, teremos: s Como para o vácuo, temos: Aplicando a Eq. 1., temos: y = kg/m 3 (Peso específico do Hg) F m kg m y ~ ~ ~ -g ~ X 9,81- ~ ,76 kglm s V V m 3 s 2 N y ~ ,76- m Z = Pabs = = 550 mm de Hg ou 0,55 m de Hg N N P ~ ,76- X 0,55 m ~ ,2-, ~ ,2 Pa Exemplo 1.4: Expressar o rf?sultado anterior em atmosferas. Solução: Sabemos que 1 atm = Pa. Então, para o Exemplo 1.3, temos: m m~ P ~ ~O 723 atm Temperatura O sentido do tato constitui a maneira mais simples de se distinguir se um corpo é mais quente ou mais frio. Temos um "sentido de temperatura" capaz de nos dizer que o corpo A está mais quente que B, o corpo B está mais quente que C etc. Esse sentido, todavia, é muito subjetivo e depende da referência, o que pode induzir a erros grosseiros. Se mergulharmos uma das mãos em água quente e a outra em água fria e depois segurannos um corpo menos aquecido com a mão que estava na água fria, esse corpo parecerá muito mais quente do que com a mão que estava na água quente, pois os referenciais de temperatura são diferentes. Agora imaginemos um objeto A que parece frio em cantata com a mão e outro objeto B, idêntico, que nos parece quente. Coloquemos os dois em cantata um com o outro e no fim de algum tempo reparamos que os dois dão a mesma sensação de temperatura; estão em equilíbrio térmico. A fim de tomar a nossa experiência mais precisa, usemos um terceiro objeto C, por exemplo, um tennõmetro. Coloquemos o termómetro em cantata com o objeto A, lendo a temperatura registrada. Depois o coloquemos em cantata com o objeto B e verificamos que foi registrada a mesma temperatura. sso permite enunciar a "lei zero" da termodinâmica: "Quando dois corpos A e B estão em equilíbrio ténnico com um terceiro corpo C, eles estão em equilíbrio ténnico entre si.".,;_

17 6 NTRODUÇÃO Então pode-se dizer que a temperatura, que é uma grandeza escalar, é uma variável termodinâmica. Se dois sistemas estão em equilíbrio termodinâmico, pode-se afirmar que as suas temperaturas são iguais. Há diversas grandezas físicas que podem ser usadas como medida de temperatura, entre elas o volume de um líquido, o comprimento de uma barra, a resistência elétrica de um fio etc. Qualquer dessas grandezas pode ser usada para se fabricar um termómetro e, de acordo com a grandeza escolhida, a propriedade térmica mais adequada. Assim podemos usar o mercúrio para baixas temperaturas, pois este elemento tem a propriedade de se dilatar proporcionalmente à quantidade de calor recebida. Para temperaturas elevadas pode-se usar um par termoelétrico ou a dilatação de uma barra. Portanto houve necessidade de se tomar uma referência, o mesmo ponto fixo para todas as escalas termométricas, ou seja, todos os termómetros devem fornecer a mesma temperatura T. Esse ponto fixo foi escolhido a partir da água, ou seja, um ponto em que o gelo, a água líquida e o vapor dágua coexistam em equilíbrio: é o "ponto triplo" da água. Esse ponto triplo da água só pode ser conseguido para uma mesma pressão; a pressão do vapor dágua no ponto triplo é de 4,58 mm de mercúrio. A temperatura desse ponto fixo foi estabelecida como padrão, ou seja, 273,16 graus Kelvin e mais tarde simplificada como Kelvin (K). Então temos a definição de Kelvin: "Kelvin, unidade de temperatura termodinâmica, é a fração 1/273,16 da temperatura do Ponto triplo da água." Essa unidade foi adotada na lo. a Conferência Geral de Pesos e Medidas (1954), em Paris. Como comparação tomemos algumas temperaturas em Kelvin, para vários corpos e fenômenos, extraídas da publicação Scientific American de setembro de 1954: Tabela 1.1 Algumas Temperaturas (K) Reação termonuclear do carbono.... Reação termonuclear do hélio.... nterior do Sol..... Onda de choque do ar, a Mach Nebulosas luminosas.... Fusão do tungstênio.... Fusão do chumbo.... Congelamento da água X 1()8 10" 10 2,5 X 10" lo 3,6 X J(}l 6 X 1()2 2,73 X Escalas termométricas As duas escalas termométricas usuais são a centígrada, inventada em 1742 pelo sueco Celsius, e a Fahrenheit, definida a partir da escala Kelvin, que é a escala científica fundamental. Na escala Celsius, a temperatura t é obtida pela equação: onde: T~t+273,!6 T = temperatura Kelvin (K) t = temperatura Celsius em graus centígrados rq Na escala Fahrenheit, usada pelos países de língua inglesa (exceto a Grã-Bretanha), a relação para a escala centígrada é a seguinte: onde: TF = temperatura em F; te = temperatura em oc_ j

18 NTRODUÇÃO 7 - A equivalência entre as escalas Kelvin, centígrada e Fahrenheit pode ser compreendida na Fig Nessa figura vemos que o ponto tríplice da água é igual a 273,16 K, por definição. Experimentalmente verifica-se que o gelo e a água saturada com o ar estão em equilíbrio a O,oooc e a temperatura de equilíbrio entre a água e o vapor dágua, à pressão de 1 atm, denominado ponto de vapor, é de 100 C. 212 F- Temperatura do ponto de vapor Ponto triplo da água 0,01"C 32 F- Temperatura do gelo lundente - 273,15"C - 459,67 F- Zero absoluto Fig. 1.6 Comparação entre as escalas de temperatura Kelvin, Celsius e Fahrenheit. Na Tabela 1.2 vemos a comparação entre as escalas termométricas centígrada e Fahrenheit. Tabela 1 2 Comparação das Escalas Termométricas entre Graus Celsius ( C) e Graus Fahrenheit ( F) c F c F c F c F c F c 10 14,0 33, , , , ,8 2 35, , , , ,6 3 37, , , , ,4 4 39, , , , ,2 5 41, , , , ,0 6 42, , , , ,8 7 44, , , , ,6 8 46, , , , ,4 9 48, , , , , , , , ,4 54 o 32,0 51, , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,0 121 F 113,0 114,8 116,6 118,4 120,2 122,0 123,8 125,6 127,4 129,2 131,0 231,8 233,6 235,4 237,2 239,0 240,8 242,6 244,4 246,2 248,0 249,8

19 8 NTRODUÇÃO Outras propriedades termodinâmicas Há outras propriedades termodinâmicas cujos conceitos são também importantes para a definição de certos fenômenos. São elas: volume específico, densidade e peso específico. 1-Volume específico é definido como volume por unidade de massa: v m onde: v = volume específico; V= volume total; m =massa. Em unidades S serão dados: m vemkg memkg 2 - Densidade é definida como massa por unidade de volume: Em unidades ~: 8= m _.!_ v v 8em kg m 3 - Peso específico é definido como o peso por unidade de volume: Em unidades S: p w=- v - kg wemm Pemkg peso 1.4 Calor Já vimos na Seção 1.3 que, se colocarmos dois corpos de diferentes temperaturas em cantata, o corpo mais quente diminui a sua temperatura e o corpo mais frio a aumenta, havendo uma temperatura de equilíbrio térmico (lei zero). Até o início do século XX, havia entre os cientistas o conceito de que uma substância, o "calórico", passava do corpo mais quente para o corpo mais frio. Esse conceito satisfazia as experiências da época, mas não sobreviveu às experiências mais avançadas, ficando plenamente aceito pela ciência que não existe uma substância e sim uma "energia" que se transmite do corpo mais quente para o corpo mais frio, por diferença de temperatura. Essa energia, que é aceita como o "calor", não se transmite apenas entre os dois,,.;_

20 lnlrodução 9 corpos, mas também às vizinhanças. Esses fenômenos passaram despercebidos pelos cientistas mais antigos, inclusive Galileu e Newton, e só por volta de 1830 o francês Sadi Carnot ( ) revelou o "princípio da conservação de energia", desenvolvido mais tarde por Mayer ( ), Joule ( ), Helmholtz ( ) e outros. Joule demonstrou experimentalmente que há uma equivalência entre trabalho mecânico e calor, como duas formas de energia, e Helmholtz generalizou que não só o calor e a energia mecânica são equivalentes, mas todas as formas de energia são equivalentes e que nenhuma delas pode desaparecer sem que igual energia apareça sob outra forma em algum lugar. Joule fez uma montagem experimental para medir o equivalente mecânico do calor. Essa montagem (Fig. 1.7) constou de dois pesos que transmitiam a sua energia mecânica a um tambor fixo e um eixo com palhetas, imersas em água com massa m. Num ciclo de operações, Joule observou que havia uma elevação :J.t de temperatura da água, a mesma elevação como se transferíssemos energia, sob a forma de calor, ao sistema. Essa elevação de temperatura, multiplicada pela massa m e pelo calor específico, dará a quantidade de calor incorporada ao sistema: Q = mci:j.t Medindo a energia mecânica e a elevação de temperatura, conclui-se que,_-, ~:-, ou seja, joules de energia mecânica inteiramente convertida em energia calorífica gerarão 1 kcal, isto é, aumentarão a temperatura de 1 quilograma de água de 14,5 C para 15,5 C. Em unidades do sistema inglês, temos No Sistema Sl, a unidade de energia é o joule: 1 BTU = 252 cal = 777,9libras-pés kgm J= lnxm= 1- s Assim temos a definição de quilocaloria: "Quilocaloria é a quantidade de calor necessária para elevar a temperatura de 1 quuograma de água de 14,5 C para 15,5 C." Em unidades do sistema inglês, pode ser definida do seguinte modo: 1 BTU (unidade térmica britânica) é a quantidade de calor necessária para elevar a temperatura de!libra-massa de água de 63 F para 64 F. Fig. 1.7 Demonstração, feita por joule, da equivalência entre trabalho mecânico e calor.

21 ]Q NTRODUÇÃO Resumindo: 1 kcal = cal = 3,968 BTU = 4,186 joules Capacidade térmica Para uma determinada massa, a quantidade de calor necessária para produzir um determinado aumento na temperatura depende da substância. Chama-se capacidade térmica C de um corpo o quociente da quantidade de calor fornecida dq e o acréscimo na temperatura dt. Então C = capacidade térmica = dq dt Calor específico A capacidad~.térmica, por unidade de massa de um corpo, é o que se denomina "calor específico". Depende da natureza da substância do qual é feito, daí chamar-se específico de uma substância (veja Fig. 1.8). C = capacidade térmica = _! dq massa m dt A capacidade térmica e o calor específico de uma substância não são constantes, dependem do intervalo de temperatura considerado. Para a água, por exemplo, o calor específico somente será de 1 kcal/kg C na temperatura de 15 C. Na temperatura de Ü C será de 1,008 kcal/k:g C e a 40 C será de 0,998 kcal/kg C. No limite, quando o intervalo de temperatura J..T ~O, podemos falar em calor específico à determinada temperatura T, então.da Eq. 1.2 tira-se: J f Q~m Cdt T, Para se organi~ar uma tabela de calor específico para diferentes substâncias, temos de fixar uma pressão constante e uma temperatura ambiente. Na Tabela 1.3; temos o calor específico cp à pressão constante de 1 atm. Verificamos por essa tabela que o calor específico dos sólidos varia muito com a substância, se expresso em callgoc ou J/goC (colunas 1 e 2), porém se expressannos amostras com o mesmo número de moléculas verificamos que o calor específico molar ou capacidade térmica molar de quase todas as substâncias é aproximadamente 6 cal/mol C (com exceção do carbono). Essa foi a conclusão a que chegaram Dulong e Petit em Para se obter a coluna 4, multiplicam-se os valores da coluna 1 pela coluna 3; para se obter a coluna 5, multiplica-se a coluna 2 pela 3. Conclui-se que 1 cal/g C = 1 kcal/kg C = 1 BTU/lb F e que o calor específico da água 1,O cal/g C ou 1 kcal/kg C ou ainda 1 BTU/lb F é muito grande comparado com os metais. (1.2) Tabela 3 Valores de c para Alguns Sólidos à Pressão de 1 atm Calor Específico Calor Específico Peso Molecular Capacidade Térmica Capacidade Térmica cai/g C J/goC g!mol Molar cai!ffujpc Molar J!ffUJl C Substância () (2) (3) (4) (5) Alurrúnio 0,215 0,900 27,0 5,82 24,4 Carbono 0,121 0,507 12,0 1,46 6,11 Cobre 0,0923 0,386 63,5 5,85 24,5 Chumbo 0,0325 0, ,32 26,5 Prata 0,0564 0, ,09 25,5 Tungstênio 0,0321 0, ,92 24,8

22 NTRODUÇÃO 11 Termômetm Termômetro 1 kg de água 1 kg de glicerina,,, Queimadores a Fig. 1.8 Comporaçõ.o entre colores específicos da ógua e da glicerina. Verifica-se então que a quantidade de calor por molécula, necessária para produzir detenninada variação de temperatura de;um sólido, é aproximadamente a mesma para quase todas as substâncias, o que dá ênfase à teoria molecular da matéria. O calor específico, ou seja, a capacidade térmica por unidade de massa, pode ser verificado experimentalmente pela experiência da Fig Em duas cubas iguais, colocamos 1 kg de massa de água e 1 kg de glicerina. Aproximamos dois bicos de gás iguais e deixamos ambas as cubas se aquecerem pelo mesmo tempo, no fim do qual mediremos as temperaturas da água e da glicerina. Verificamos que o aumento de temperatura da água é maior do que o da glicerina, então podemos afirmar que o calor específico da água que é de 1 kcal!kgoc é maior do que o da glicerina que é de 0,576 kcal/kg C. Exemplo 1.4a,: Um bloco de _chumbo de 100 g é tirado de um forno e colocado dentro de um recipiente de 500 g de cobre, contendo em seq interior 200 g de água na temperatura inicial de zooc. A temperatura final do conjunto passa a ser de 25 C. Qual a temperatura do fomo? Solução: Temos a seguinte equação de equilíbrio, usando os valores da Tabela 1.3: 100 X 0,0325 (T, - 25) ~ 500 X 0,0923 (25-20) X 1 (25-20) Resolvendo essa equação, achamos, desprezando as perdas: TF = 437 C Condução de calor Chama-se condução de calor a transferência de energia calorífica entre as partes adjacentes de um corpo ou de um cotpo para outro quando postos em contato. De uma maneira mais geral, podemos dizer que o calor transmite-se de três maneiras: por radiação, quando se transmite de um corpo a outro por meio de ondas, em linha reta e à velocidade da luz. Exemplo: o calor irradiado pelo Sol; por convecção, quando passa de um corpo a outro por meio do fluido que os rodeia. Exemplo: banho-maria em que o fluido é a água; aquecimento de ambiente em que o fluido é o ar; por condução, quando existe contato direto entre os corpos ou entre as partes de um mesmo corpo, quando há diferença de temperatura. Exemplo: barra de ferro em contato com fogo. Estudaremos apenas a condução do calor.,,,;.

23 12 NTRODUÇÃO , : :..:....,.... " :..,.... :.... Á~a A--,.:-:: _.:_ T,,.. :. T, : : L..,-cc-:~-f... :...,..., ~ :< :--. -_:_.-;.: : :;... Fig. 1.9 Condução de calor Condução de calor em paredes planas (experiência de Fourier-1825) Suponhamos uma lâmina de um certo material, de seção reta A e espessura LU e que as faces do material sejam mantidas a temperaturas diferentes T 2 e T 1, sendo T 2 > T 1. Queremos avaliar o fluxo de calor.6.q entre essas faces, no intervalo de tempo.6.t e perpendicularmente a elas. Experimentalmente, Fourier concluiu que a quantidade de calor é proporcional à área A, à diferença de temperatura.6.t e ao intervalo de tempo!:j.t. Também, por experiência, conclui-se que se.6.te LU forem pequenos, o fluxo de calor.6.q será proporcional a.6.t para!lt e A constantes, ou seja,. Llx!.Q a A i!.t l!.t Llx No limite_, se á lâmina tiver espessura infinitesimal dx, e através da qual existir uma diferença de temperatura dt, temos a seguinte equação de transmissão de calor, chamada lei de Fourier: (1.3) onde: q = a taxa de transmissão de calor em certo intervalo de tempo, através da área A em cal ou kcal; dt d d tu (.. d di. ) dx = gra tente e tempera ra vanaçao a temperatura com a stancta ; K = constante de proporcionalidade, chamada de condutividade térmica. Obs.: O sinal de menos é porque o calor se transmite da face mais quente para a mais fria. Na Tabela 1.4 vemos a condutividade ténnica de alguns materiais, à temperatura ambiente e para os gases a ooc. Por esta tabela podemos ver que os corpos bons condutores de eletricidade são os que têm maior condutividade térmica, o que enfatiza o conceito de que o calor é uma energia, como a eletricidade também o é Condução de calor através de placas paralelas Vamos examinar o caso de um corpo composto por duas placas paralelas, de materiais com condutividades térmicas diferentes K 2 e K 1 (Fig. 1.10).

24 lnlrodução 13 Metais Tabela 1.4 Condutividades Térmkàs em kcaus m C- K Gases Diversos Aço.... Latão..... Alurrúnio.... Chumbo. Cobre..... Prata... 1,1X10 2 2,6 x w- 4,9 x w- 2 s.3 x w-j 9,2 x w- 9,9 x w- 2 Ar..... Hidrogênio.. Oxigênio.... 5,7Xl0 6 3,3 X 10-s 5,6 x w- 6 Amianto..... Concreto..... Cortiça.... Vidro..... Gelo.... Madeira X x w- 4 x w-> 2 x to- 4 x w- 4 2 X 10-s Obs.: Para se ter as conduuvtdades por hora, multtplicar por E depois vamos fazer a generalização para n placas paralelas. As temperaturas das faces externas são T 2 e T 1 e a temperatura da face de separação das duas placas é Tx. Em regime estacionário, ou seja, depois de decorrido um intervalo de tempo suficiente em que a temperatura não varia mais e considerando a área A perpendicular à direção do fluxo, temos as equações: =KATz-Txe Qz 2 "4 =K ATx-T., ql 1 4 Como em regime estacionário os fluxos serão iguais, temos: q 2 = q 1 = q, ou seja: K ATz-Tx L, =K ATx-T., L, Resolvendo esta equação em Tx e depois substituindo em uma das equações acima, teremos: Generalizando para n placas paralelas, temos: A(T, -;) q ~ """ L,..i...J;~J K. (1.4) Fig Transmissão de calor em placas paralelas. T,> T,

25 14 NTRODUÇÃO onde: kcal q~-; s T 2 e T 1 = as temperaturas externas em K; Li = espessura das placas em m; K ; = con d utivi.. d a d e term1ca. d o maten.al em ---. kcal Sm C Analogia com o circuito elétrico A fim de facilitar os cálculos da condutividade térmica de diversas placas paralelas, costuma-se fazer a analogia com um circuito elétrico; essa analogia com o calor é usada para modelos reais, e também as equações são perfeitamente análogas. Pela Lei de Ohm, sabemos que, num circuito de corrente contínua: u ~ R onde: 1 =intensidade de corrente (ou fluxo de carga elétrica); U = diferença de potencial elétrico; R = resistência elétrica. onde: A expressão de R em função dos dados físicos do condutor é: p = resistividade ielétrica do material do condutor; L = comprimentl? do condutor; A = área da seção reta do condutor. L R~ p A A condutividade elétrica é o inverso da resistividade, ou seja, Então, a expressão acima fica: p~ R=!::._ que, substituindo em/, dá: CA 1 c Comparando esta expressão com a Lei de Fourier [Eq. (1.3)], temos: é análogo com q; C é análogo com K; U é análogo com dt = T 2 - T 1 ; L é análogo com a espessura da placa dx. Dessa analogia, podemos chamar a expressão ~ como resistência térmica de placas planas ou R,h ou f!,h (Ohm térmico). Através da analogia com o circuito elétrico, podemos deduzir a resistência térmica de várias placas paralelas (Fig. 1.11). L ~i-

26 NTRODUÇÃO ==c::_--= R, R, ~tv\r----_j\aivr-----~lvav-----o" R, ~,----+~ ~ lig Analogia com o circuito elétrico. R,.=R,+R,+R, Assim, a E9,. (1.4) poderá ser apresentada de outra maneira: Tz -1;_ (1.5) Nos cálculos de ar condicionado, as tabelas da carga térmica são preparadas para a condutância, em vez de resistências. Assim a Eq. (1.5) pode ser transformada, considerando-se A constante: sendo: (1.6) q = kcal/h U~-1 [ kcal l e D~T-T R h. m2. oc 2 J " Exemplo 1.5: Uma parede externa de uma sala é composta das seguintes placas: 10 cm de concreto, 5 cm de amianto e revestida internamente com 20 cm de cortiça. A temperatura do ar no exterior é de 32 C e no interior de 25 C, mantida pelo ar condicionado. Calcular o fluxo de calor por m 2 de superfície de parede, em kcal/h. Solução: Cálculo da resistência térmica, baseada nos dados da Tabela 1.4 e levando em conta que o fluxo é por hora. ~ 0 cc 1 --=- ~ O, 13 íí,. 0,72X1 0,05 = 0,71 fllh 0,07 X = 1,42 fllh 0,14Xl ~----- ~;-

27 16 NTRODUÇÃO OCL====r 100"C -." 100"C o c~ ~ YJ!!í&lftílli!ll Fig Exemplo 1.6. (a) Placas em série (b) Placas em paralelo ou R,h = o,u + o,?l + 1,42 = 2,26 n,h Resposta: 3,09 kcalih por m 2 de parede q ~ =-=:oc ~ 3,09 kcal/h 2,26 Obs.: O mesmo resultado seria obtido usando-se U = 1 -~-- eaeq. (1.6.) R,h 2,26 Exemplo 1.6: Duas barras idênticas de metal, quadradas, são soldadas topo a topo como mostra a Fig. 1.12(a). Suponhamos que 10 cal de calor fluam através das barras em 5 minutos. Pergunta-se que tempo levaria para que as 10 cal fluíssem através das barras colocadas como na Fig. 1.12(b). Soluçcto: No caso da Fig. 1.12(a) as placas metálicas estão colocadas em série, então as resistências ténnicas serão somadas. Resultando: ; R ~ 2L,, KA l No caso da Fig. 1.12(b), estão em paralelo, então: 1 KA KA L -~-+-:.Req= Req L L 2KA Pela Eq. (1.5), vemos que no caso b o fluxo de calor é 4 vezes maior, isto é, para ser transportada a mesma energia, necessitamos de um tempo 4 vezes menor, ou seja: t = Resposta: 1 minuto e 15 segundos. 5 minutos. = 1 mmuto e 15 segundos Calor sensível Calor sensível é a quantidade de calor que deve ser acrescentada ou retirada de um recinto devido à diferença de temperatura entre o exterior e o interior, a fim de fornecer as condições de conforto desejadas. Esse calor é introduzido no recinto de diversas maneiras: por condução, pelo Sol diretamente, pelas pessoas, pela iluminação, pelo ar exterior etc. Calor sensível é o calor que se sente, é a propriedade que pode ser medida pelo tennômetro comum. ~-

28 NTRODUÇÃO Calor lâtente É a quantidade de calor que se acrescenta ou retira de um corpo, causando a sua mudança de estado, sem mudar a temperatura; é o calor absorvido que provoca a evaporação da água ou outros líquidos. Exemplo: A água no estado sólido (gelo) necessita de 80 kcal por kg para passar para o estado líquido a 0 C. Enquanto se fornece esse calor, a temperatura da água permanece constante, ou seja, 0 C. Então o calor latente de fusão da água é de 80 kcallkg. Se continuarmos acrescentando calor à água líquida, a sua temperatura passará de oo a 100 C, exigindo 100 kcal de calor. A partir dessa temperatura, se quisermos passar ao estado de vapor, teremos que acrescentar mais 538 kcal, porém a sua temperatura permanecerá em 100 C enquanto ainda existir líquido. Logo, o calor latente de vaporização da água é de 538 kcal/kg. É o calor que ferve a água da chaleira. Agora, se temos água sob a forma de vapor e queremos passá-la para o estado líquido, precisamos retirar as mesmas 538 kcal/kg, mantendo-se constante a temperatura até todo o vapor se transformar em líquido. Esse é o calor latente de condensação. O corpo humano emite ou recebe calor sensível e calor latente, que é o calor necessário para vaporizar a transpiração e ~ respiração, permanecendo constante o calor total. O calor total é a soma do calor sensível e do calor latente. 1.5 Primeira Lei da Termodinâmica Agora que já temos conhecimento das propriedades elementares, iniciaremos o estudo das propriedades complexas, a fim de que possamos melhor compreender todos os fenômenos que se processam em uma instalação de ar condicionado ou de frio Energia A perfeita av&liação e a compreensão dos fenômenos que regem as manifestações da energia não serão fáceis, pois a energia não pode ser vista e não é uma substância. É manifestada apenas pelos resultados que produz; uma energia aplicada a um sü;tema pode produzir modificações no aspecto físico ou químico, embora não seja uma substância. A energia pode ser definida em um sentido mais geral como a "capacidade de produzir trabalho". Já está perfei~amente provado desde Sadi Carnot e mais tarde Helmholtz que a "energia não pode ser criada nem destruída". É a lei da conservação da energia de aplicação cada vez mais generalizada e extrapolada para a esfera de conhecimentos macrocósmicos. Essa lei da conservação da energia já era conhecida antes mesmo de ser descoberta a estrutura do átomo e, uma vez conseguidas experimentalmente a fissão e a fusão do átomo, ficou provada a transformação da matéria em energia. Agora sabemos que há urna perfeita relação entre a matéria transformada e a energia produzida. A l.a Lei da Termodinâmica estabelece, de urna forma geral, que, quando uma energia é transferida ou transformada em qualquer outra forma, a energia final total é igual à energia inicial menos a soma de todas as energias envolvidas no processo. Essa l.a Lei da Termodinâmica não pode ser demonstrada matematicamente e sim por meio de observações experimentais. Por meio do balanço energético envolvido nos sistemas, podemos concluir a primeira lei. Aplicando-se a l.a lei a um sistema, podemos dizer que a energia adicionada ao sistema é igual à diferença entre a energia final e a energia original do sistema. Então, a compreensão da 1. 8 lei exige conhecimento da forma de energia adicionada ao sistema, assim como as formas de energia resultantes das transformações Energia transferida a um sistema Para que uma energia possa ser adicionada a um sistema deve haver uma força atuante ou um potencial que causará a transposição das vizinhanças do sistema

29 18 NTRODUÇÃO. Há três tipos de potenciais: forças mecânicas, forças elétricas e temperatura. As energias associadas com esses potenciais são: trabalho, energia elétrica (ou trabalho elétrico) e calor. Quando há diferença de magnitude (ou diferença de potencial) entre qualquer desses potenciais, entre os dois lados das vizinhanças do sistema, há possibilidade de transferência de energia. No entanto só há possibilidade de a energia atravessar as vizinhanças do sistema se houver um caminho para o fluxo de energia. Por exemplo, em qualquer circuito elétrico, pode haver diferença de potencial entre as extremidades do circuito, mas se não houver um condutor que estabeleça um caminho contínuo para as cargas não haverá corrente elétrica. Da mesma forma o calor: pode haver uma grande diferença de temperatura entre as vizinhanças de um sistema de calor, mas, se houver um isolante témrico suficiente, o calor não será transmitido à outra extremidade Trabalho Trabalho é definido como o produto da força pela distância onde esta força atua. Essa definição implica que a força cause um deslocamento e só a componente da força na direção do deslocamento atua na produção do trabalho. Assim a equação do trabalho realizado entre os pontos 1 e 2 (Fig. 1.13) será: onde: lt; 2 = trabalho entre 1 e 2; FL = componente da força na direção do deslocamento; dl = deslocamento do objeto. Energia elétrica (trabalho elétrico) é definida ao longo do tempo como igual ao produto da diferença de potencial (ddp) pela oorrente que essa diferença de potencial produz (essa corrente depende da impedância do circuito). O calor, ou energia calorífica, é a energia transferida através dos limites de um sistema, quando entre esses limites há uma diferença de temperatura. Diferentemente da energia mecânica ou energia elétrica, a determinação do calor que atravessa os limites do sistema é bem mais difícil. Quando se conhece a condutividade térmica do material através do qual o calor flui, será possível determinar o fluxo do calor. Porém essa condutividade só é obtida por processos indiretos. A energia de um sistema pode variar de diversas maneiras: pela variação da energia potencial, por exemplo elevação do sistema; pela adição de energia ao sistema que pode variar a sua velocidade, ou seja, variar a sua energia cinética. A energia potencial e a energia cinética, consideradas como um todo, estão relacionadas com as vizinhanças do sistema. Essas duas energias são muitas vezes consideradas energias extrínsecas., (1.7) Fig Determinação do trabalho. -d, ;.

30 lmroouçao ~ A adição de energia a um outro sistema poderá _produzir a elevação de temperatura, a sua expansão ou mudança de fase. Uma reação química pode ocorrer em um sistema; num sistema gasoso, por exemplo, a adição de temperatura pode ocasionar a ionização. Em certos sistemas, poderá ocorrer a fissão ou a fusão nuclear. A energia que, associada com qualquer outra, provoca modificações internas é denominada "energia interna", designada por U. Qualquer modificação na temperatura de um sistema provoca modificação na velocidade das moléculas, ou seja, na energia cinética molecular. A energia cinética molecular é designada por U x O sistema pode se contrair ou expandir, havendo modificação nas distâncias das moléculas. Quando há forças atrativas intermoleculares, haverá uma modificação na energia potencial molecular, designada por Uw Quando se realiza uma reação química, há uma modificação da estrutura molecular do sistema. Essa energia é conhecida como "energia química". Sob certas condições, pode haver modificações na estrutura atómica do sistema. Essas mudanças podem ser: ionização, fissão nuclear ou fusão nuclear. A energia associada com as modificações na estrutura atómica é conhecida com? energia nuclear. Essas energias são intrínsecas. Resumo: a) Energias que podem ser transferidas: 1 - calor - através de mudanças de temperatura; 2 - ttabalho mecânico - por desequilíbrio de forças mecânicas; 3 -trabalho elétrico - por diferença de tensão. b) Energias extrínsecas dos sistemas: 1 -energia pote:qdal- associada com desnível; 2 - energia cinética- associada com velocidade. c) Energias da estrutura interna do sistema (intrínseca ou interna): 1 - Molecular - cinética- associada com temperatura absoluta; - potencial- associada com forças interatómicas; 2- Atómica - química- associada com trocas na estrutura molecular; 3- Subatómica nuclear - associada com trocas na estrutura atômica. l.sa Avaliação das energias potencial e cinética Vamos supor uma esfera massiva, na posição de equilibrio, em repouso no solo. Nessa posição a energia potencial e a energia cinética são nulas em relação à superfície do solo. Em seguida aplicamos uma força F conlra as forças gravitacionais a fim de colocarmos a esfera para oulra posição de equilíbrio na altura Z (Fig. 1.14). Agora temos uma energia potencial que é expressa por: EP = Fg X Z = W X Z Esta energia é intrinsecamente igual à energia cinética necessária para o deslocamento dl, ou seja, o ttabalho elementar entre Z 0 e Z 1 será: d(ec) ~ Fdl

31 20 lnrodução / / \,\ \ / -..._!_... " t r----~----- z z;, F,= W Fig Trabalho contra a gravidade. Substituindo: F=ma= dv dl dv dv m-=m--=mvdt dt dl dl dv d(ec) ~ mv dl dl ou d(ec) = mvdv. ntegrando entre os limites, e supondo que a velocidade inicial seja zero: Se deslocássemos a esfera para outra posição de equihôrio ~, a energia cinética ou o trabalho necessário seria igual à energia potencial: Então: EP ~ W(Z,- Z,) 1 EC= 2 m(vi-vf) Se agora considerarmos forças magnéticas, pela Fig. 1.15, temos: onde: F m = força magnética entre as massas; m 1 = força atrativa do pólo N; m 2 = força atrativa do pólos; r = distância entre as massas.

32 NTRODUÇÃO 21 Linhas de força Fig, 1.15 Trabalho contra forças magnéticas. Se quisermos avaliar o trabalho contra as forças magnéticas (no caso são atrativas), temos: J d fdr 1 Fmr=m 1 ~ 1 - r Aplicação da 1ª lei aos sistemas A l.a lei aplicada a qualquer sistema estabelece que: "Quando se verifica qualquer modificação no sistema, a energia final é igual à energia original do sistema mais a energia adicionada ao sistema, durante o período em que se verifica a modificação." A energia interna U pode ser inerente ao sistema de várias formas. Quando o sistema está em movimen.to, está sob a forma de energia cinética; se elevarmos o sistema, há modificação na sua energia potencial, então U está sob a forma de energia potencial A energia pode ser adicionada ao sistema, sob a forma de calor ou trabalho, seja trabalho mecânico ou elétrico. Arbitrariamente o calor adicionado ao sistema é considerado positivo, assim como o trabalho fornecido pelo sistema também é positivo. Vamos supor, na Fig. 1.16, uma massa definida de material sendo impulsionada para dentro do sistema aberto. A pressão p resistirá ao fluxo da massa nos limites do sistema. De uma maneira direta ou indireta, trabalho é exigido para remover essa resistência p. Esse trabalhq será definido w~fx 1 Então o trabalho será: F p= -ouf=pa A W=pXAXlou W~pV Fluxo o/ffi?fl7ft?lfil/zí2 fvwt/vt::::://???0/4 P~...,_P 4LUWLTLTAV/.l 2/V[Vâl/lü7@27â7)7áJ Fig Aplicação da l"lei aos sistemas.

33 22 NTRODUÇÃO Como se trata de um trabalho ao longo de toda a seçãoa, será mais bem definido por "fluxo de trabalho Wj ou w 1 ~pv Como o fluxo da massa incorpora trabalho ao sistema, pela l.a Lei da Termodinâmica temos, considerando 1 o estado inicial e 2 o estado final do sistemas: onde: Us1 + ECs1 + EPs1 + (U + pv + EC + EP)enlrad + Q = = U 82 + EC 82 + EP 82 + (U+ pv+ E+ E),af& + W V= volume total do fluido entrando ou saindo durante o processo; Q = calor adicionado ao sistema; W = trabalho fornecido pelo sistema; EP = energia potencial; EC = energia cinética; U = energia interna. Agrupando;os termos de modo diferente, temos: (1.8) (V+ pv + EC + EP)enrrada + Q = U 82 - Us1 + EC 2 - EC 1 + EP EP, + (U+ pv+ EC + EP),.,,, + W (1.9) Entalpia Na Eq. (1.8) os termos U e pv representam a energia de uma dada massa m do fluido entrando no sistema. Mas U = mu e V= mv então: U + pv ~ m (u + pv) onde: u = energia interna por unidade de massa; v = volume específico por unidade de massa. A essa exprdssão foi dada a designação de entalpia H, então: e h=u+pv O termo p V é a energia necessária para forçar a unidade de massa de um fluido a atravessar as vizinhanças de um sistema. Assim para um fluido em movimento, a "entalpia é realmente energia". Por outro lado, para o fluido em repouso, o termo p V não pode representar energia sendo transmitida. As tabelas usuais para o cálculo de fluxos dos fluidos são preparadas para as entalpias, mas através delas pode-se calcular a energia interna: Então podemos dar outra forma à Eq. (1.9): U~H-pV (H+ EC + EP)entrada + Q = Usz- Usl + EC2- EC + EP2- EP1 + + (H+ EC + EPJ. o. + W Essa é uma equação que pode ser aplicada aos sistemas abertos ou fechados. Vamos aplicá-la num sistema de ar condicionado (sistema aberto). Seja a Fig um sistema aberto, no qual vamos aplicar a Eq. (1.10), com algumas restrições. (1.10) Para um sistema aberto, podemos, no estado estacionário, considerar nulas as variações de estado, ou seja, as diferenças de energia do sistema na entrada (1) e na saída (2) desprezíveis; então, aeq. (1.10) ficará reduzida a: (H+ EC + EP)~"" + Q ~ (H+ EC + EP),.,, + W l

34 NTRODUÇÃO 23 SSTEMA ~ Fluxo (ar saindo) Fluxo (ar entrando) --- EC EC EP EP v CALO R v PV PV r- - (j) a! Fig Restrições na aplicação da 1 11 lei a sistemas abertos. ou (1.11) Exemplo 1.7:: O ar de um sistema de dutos entra no estrangulamento (pescoço) da Fig com velocidade de 25 m/s. A queda de entalpia no pescoço é de J/k:g. Determinar a velocidade do ar de saída. Resposta: Pelo fato de o ar atravessar o pescoço muito rapidamente, a perda de calor é desprezível, e ainda por não haver trabalho em jogo no pescoço e não haver elevação da energia potencial, temos: H 1 - H 2 = EC 2 - EC, ou EC 2 = EC 1 + H 1 - H 2 Fig.1.18 Exemplo 1.7. EC2 H2,

35 24 NTRODUÇÃO TabelD 1 5 Entalpio do Vapor Saturadc Seco em Função da Temperatura Temperatura Líquido Saturado Calor Latente Vapor Saturado F C BTU!lb kj!kg BTU!lb kj!kg BTU!lb kj!kg 32 o 0,0 0, , , , ,2 34 1,11 2,02 4, , , , ,2 36 2,22 4,03 9, , , , ,3 38 3,33 6,04 14, , , , ,2 40 4,44 8,05 18, , , , ,3 45 7,22!3,06 30, , , , , ,0 18,07 42, , , , , ,7 23,07 53, , , , , ,5 28,06 65, , , , , ,3 33,05 76, , , , , ,1 38,04 88, ,3 2452, ,3 2540, ,8 43,03 100, , , , , ,6 48,02 111, , , , , ,4 53,00 123, , , , , ,2 57,99 134, , , , , ,0 62,98 146, , , , , ,7 67,97 158, , , , , ,3 77,94 181, , , , , ,8 87,92 204, , , , , ,4 97,90 227, , , , , ,0 107,89 250, , , , ,6 SO 65,5 117,89 274, , , , , ,1 127,89 297, , , , , ,6 137,90 320,74 996, , , , ,2 147,92 344,04 990, , , , ,7 157,95 367,37 984, , , , ,3 167,99 390,72 977, , , , ,0 180,07 418,82 970, , , , ,1 218,48 508,16 945, , , , ,8 269,59 627,03 910, , , ,8 Param= 1 kg EC = mvl =1X252 =31251 J 2 2, EC, ~ 312, ~ ,5 J mv T ~ ,5:. v~ 490,5 m/s 1.6 Segunda Lei da Termodinâmica Em 1824, o engenheiro francês Sadi Camot, através de sua publicação "Reflexões sobre a força motriz do calor", chegou à seguinte conclusão: "O calor só pode produzir trabalho quando passa de um nível de temperatura mais alto para um nível mais baixo ou, em outras palavras: a quantidade de trabalho que pode ser produzida por uma máquina a vapor, para uma dada quantidade de calor, é função direta da diferença de temperatura entre a produção do vapor e a sua exaustão." Ficou também demonstrado que a transformação inversa só seria possível com o fornecimento de trabalho ao sistema, ou seja, o calor espontaneamente não sobe de temperatura. O trabalho mecânico pode ser convertido completamente em calor, mas a transformação inversa não é possível. r:.

36 NTRODUÇÃO 25 Se uma corrente elétrica flui através de um resistor, produz um efeito térmico. O calor por seu equivalente elétrico de entrada pode ser fornecido pelo resistor, entretanto o inverso não é possível, ou seja, o calor não pode ser incorporado ao resistor e fornecer a mesma energia elétrica de entrada e restituir o trabalho mecânico da turbina. Da mesma forma uma reação química: o hidrogénio e o oxigénio em presença de uma centelha formam vapor de água, com elevação de temperatura. A reação inversa, ou seja, fornecendo a mesma quantidade de calor à água, não a dissocia em hidrogénio e oxigénio. Todas essas transformações satisfazem a La lei, porém ela não responde a muitas questões, como, por exemplo, por que a transformação do calor em trabalho não é completa e o trabalho pode ser completamente convertido em calor? Em outras palavras, alguns processos podem ser realizados em uma direção e não na direção oposta. A 2.a lei responde a essas perguntas, com a introdução de uma nova propriedade chamada de "entropia" Ciclo de Camot Vamos supor a máquina térmica ideal da Fig. 1.19, na qual há uma fonte térmica com alta temperatura (fonte quente Q 1 ) e 4ma fonte fria Q 2 Desse modo é possível produzir o trabalho mecânico W. O diagrama de Carnot, diagramap-v, mostra que no ponto 1 o gás recebe calor de Q 1 à temperatura constante, então aumenta de volume forçando o pistão a produzir trabalho à temperatura constante, com queda de pressão (1-2). No ponto 2, a temperatura do pistão iguala a T 1, mas o pistão continua a se mover, o que provoca a Fonte quente (Temperatura constante) O, T, p Temperatura constante Fig Gelo de Carnot..,.;_

37 26 lnlrodução diminuição da temperatura até T 2, sem troca de calor (adiabática) no trecho 2-3. A partir do ponto 3, o pistão começa a retomar, descrevendo o trecho 3-4, diminuindo o volume, recebendo calor, aumentando a pressão, à temperatura constante. No trecho 4-1, a temperatura do gás se eleva até T 1, com diminuição de volume e aumento de pressão, sem troca de calor (adiabática) e o ciclo está completo. A eficiência térmica da máquina é dada por: w 7Jr= Q, onde Q 1 é o calor recebido da fonte e W, o trabalho fornecido pela máquina; supondo que se trate de um "gás perfeito", teríamos: e após algumas transformações, concluiremos que: W= Ql- Q2 (1.12) onde T 1 e T 2 são as temperaturas Kelvin das fontes quente e fria. Quando a temperatura da exaustão se aproxima da temperatura da fonte, o rendimento tende a zero e, quanto menor for T 2, maior será o rendimento, e no caso limite de T 2 =O, o rendimento será 100%. Exemplo 1.8: Uma máquina térmica de Carnot recebe kj de calor de uma fonte à temperatura de 600 C e descarrega na fonte fria na:temperatura de 60 C. Calcular: (a) a eficiência ~rmica; (b) o tra,balho fornecido; (c) o calor descarregado. Solução: (a) 7J 1 = 1- ~ = =062ou62%,, (b) W ~ "/,X Q, ~ 0,62 X ~ 620 kj (c) Q, ~ Q,- w~ ~ 380kl Se, no exemplo acima, a fonte de calor fornecesse essa energia em 30 minutos, qual a potência fornecida em kw? w~620klep~ 620 kl s 620 kj ou 0,34 kw s Ciclo reverso de Camot O ciclo reverso é o ciclo típico de refrigeração, onde a fonte fria, para ceder calor à fonte quente, necessita receber trabalho mecânico. Assim, a Fig transforma-se na Fig Para a máquina de refrigeração, ou seja, a máquina térmica operando em ciclo reverso, temos: Q 1 = Q 2 - W, pois o trabalho é negativo e o efeito refrigerante fornecido pela bomba será Q 1, então o efeito de aquecimento Q 2 será: Q, ~ Q, + w

38 NTRODUÇÃO ~~-~ =cc.:::_-=c Fonte quente =====~~~\ ---))... ~ p Bg Oclo reverso de Camot. O diagrama p-v terá agora o aspecto da Fig e o rendimento é: T,= W =J;-~=1-1; Q2 T; Tz 0~13) Exemplo 1.9: Num ciclo reverso de Camot (máquina de refrigeração), a máquina recebe calor a -5 C e descarrega a 40 C. A potência de entrada é de 10 kw. Calcular: (a) o efeito de aquecimento Q 2 ; (b) o efeito refrigerante Q 1 Solução: w 1;-1; (a) 71 1 = -= ou Qz Tz Q,~ T,~W ~(40+273)Xl0~ 69,SkJ 7;-7; 40-(-5) s (b) efeito refrigerante: kj Q, ~ Q,- W ~ 69,5-10 ~ 59,5- ou 59,5 kw s

39 2_8----~~0D~UÇ~Ã~Oc Gás real e gás perfeito (ideal) Outros arranjos de máquinas foram tentados de modo que um ciclo reverso com gás ideal fornecesse calor a um reservatório infinito (por exemplo o oceano) e desse reservatório fosse retirado calor para um ciclo direto e com gás real e esse ciclo forneceria trabalho para o ciclo reverso. Chegou-se à conclusão de que tal arranjo era impossível e que sempre havia um desequilíbrio no balanço termodinâmico Desigualdade de Clausius O físico alemão Clausius, em 1850, provou por uma desigualdade que, aplicando apenas a l.a lei, não se poderia explicar o balanço térmico dos sistemas. A 2.a lei estabelece uma nova propriedade que pode mostrar se o sistema está ou não em completo equilíbrio e daí indicar se a mudança de estado do sistema será ou não possível. A essa propriedade Clausius denominou "entropia". Para provar essa variável, foi feito um arranjo como o da Fig Nessa figura, o sistema recebe calor dos reservatórios e que, por sua vez, recebem calor de duas máquinas de CARNOT A e Bem ciclo reverso. Elas recebem os trabalhos WA e WB regulados de modo a fornecer calor aos reservatórios exatamente na quantidade em que é fornecido calor ao sistema, ou seja, QA 1 = QS 1 e QB 2 = QS2. O sistema assim operado não troca a sua energia contida e sendo o processo reversível Ws = WA + W 8 e QS3 = QA 3 + QB 3 Porém, se o processo for irreversível as igualdades acima não serão possíveis, haverá menos trabalho Ws e o calor fornecido pelo sistema ao absorvedor (Q 3 ) será maior que a soma QA, + QB,. Após vários cálculos relativos às máquinas de CARNOT, será possível se chegar a ou de forma simplificada QS +QS2 +QS3 ~O ; i E; (1.14) que é conheci~a como a desigualdade de Clausius. Reservatório ~ de calar T, ~ Reservatório de calor T, 11 toa, Máquina de ~ CARNOT A ~ - Sistema -ws fo.; Máquina de GARNOT ~ B w toa, ~os, toe; Absorvedor " c a o r T, os, " QA, + QB, WS=WA+WB Fig Desigualdade de Clausius. L_

40 NTRODUÇÃO Entropia e desordem Um sistema é submetido a um ciclo reversível e fechado de transformações como o da Fig e no ponto P foi introduzida uma quantidade elementar dq 1 de calor, considerando-se o ciclo percorrido no sentido dos ponteiros do relógio (A). Se o ciclo fechado for percorrido no sentido contrário (B), a mesma quantidade terá de ser removida, porque se trata de um ciclo reversível. Então chega-se à conclusão de que a relação dq não depende do caminho escolhido e sim somente dos es T tados inicial e finall e 2. Essa propriedade é a entropia, cujo símbolo és: S,- s, ~ J. ds ~ J. dq [lcl] ou [kcall 1 T K K Como já sabemos que para um sistema fechado em repouso temos: teremos: dq~du+dw onde a propriedades é função de U, p, V e T. Para um gás perfeito: ds = du+ pdv T (Ll5) du= me dtepv= mrtou pdv = mrdv " T V Assim, qualquer processo envolvendo um gás perfeito em um sistema fechado tem a variação de entropia ds expressa por: onde R = const;mte dos gases. ds = mcvdt + mr dv T V (1.16) p 2 Fig Entropia e desordem.,,.;_

41 30 NTROD~O~Ç~Ã~O ~ Exemplo 1.10: Três quilogramas de ar à pressão de 1,25 kpa e temperatura de 32 C são submetidos a uma série de processos desconhecidos até alcançar a temperatura de 182 C, na mesma pressão de 1,25 k:pa. Determinar a variação de entropia Solução: dq = mcpdt =me lnt2 1T1T pli onde cp = calor específico à pressão constante = 1,004 para o ar. S - S ~ 3 X 004 ln ~ 20 kj"k O sentido físico da entropia está ligado à desordem do sistema. Se colocarmos gás em um recipiente pequeno e depois o liberarmos para o ambiente, a sua expansão livre fará com que suas moléculas se espalhem ao longo de todo o ambiente e assim podemos dizer que a "desordem" aumentou. A desordeni. está associada a nossa incapacidade de controle das moléculas num espaço maior. A energia cinética das moléculas dos gases está ligada à sua temperatura, ou seja, aumentar a temperatura significa aumentar o movimento molecular. Então aumentar a temperatura quer dizer aumentar a desordem e este aumento pode ser medido pela variação da entropia. Todas as transformações naturais estão associadas ao aumento de entropia. Daremos um exemplo esclarecedor. Exemplo 1.11: Aquece-se 1 kg de água a 0 C até 00 C. Calcular a variação de entropia. Solução: dq 1373 dt T 273 T = me-= ln- = 312 cal/ K pois: dq ~ mcdt. Agora misturemos essa água aquecida com 1 kg de água a Ü C. A entropia da água a 0 C é considerada nula. Após a mistura das águas quente e fria, temos 2 kg de água à temperatura de 50 C ou 323 K. Então a entropia será: Houve um aumento de entropia de: S3 = me ln- = ln- = 336 CalJ K S3- S 2 = = 24 Cal/ K Pode-se afirmar que não existe nenhuma transformação natural em que a entropia decresça. A entropia do universo, como um todo, é crescente, pois qualquer transformação se caracteriza por um aumento na variação da quantidade dq, ou seja, na fórmula da variação da entropia, teremos sempre T 2 > T> isto é, T 1.7 Mistura Ar-Vapor dágua O ar atmosférico é composto de oxigênio, nitrogênio, dióxido de carbono, vapor dágua, argônio e outros gases raros, na proporção de 21% de oxigênio e 79% dos outros elementos.,;.

42 lmrodução 31 O ar seco inclui todos os constituintes acima, exceto vapor dágua. Nos problemas comuns de mistura de ar e vapor dágua, a pressão considerada é a pressão atmosférica e no caso de o fluxo ar-vapor ser estacionário, a pressão absoluta pode ser considerada constante. À exceção somente de temperaturas superiores a 65 C, a pressão do vapor dágua na mistura ar-vapor é suficientemente baixa para permitir o seu tratamento como gás perfeito, nas aplicações comuns. Em geral, o vapor dágua no ar é superaquecido, ou seja, está a uma temperatura acima da temperatura de saturação para uma determinada pressão. sso significa que, se no espaço ocupado pelo vapor houver água, ocorrerá uma tendência à vaporização se o vapor não for saturado. O termo "umidade" se refere à quantidade de vapor dágua presente na mistura ar-vapor Umidade absoluta e umidade relativa Umidade absoluta é a quantidade de vapor presente na mistura ar-vapor. A umidade absoluta é expressa em kg de vapor dágua por m 3 de ar. A umidade relativa é a relação entre a umidade absoluta existente e a máxima umidade absoluta a uma dada temperatura, ou;seja, quando o ar estiver saturado de vapor. Ou seja: onde: UR = umidade relativa; m,. =massa de vapor dágua em 1m 3 de ar (umidade absoluta); mv, =massa de vapor dágua que teria se o m 3 de ar estivesse saturado a uma dada temperatura. Como consideramos o vapor um gás perfeito, temos: (1.17) A relação entre a massa de vapor dágua e a massa do ar seco é denominada umidade específica w: w = massa de vapor dágua massa de ar seco Como supomos o vapor obedecendo às leis do gás perfeito, a expressão acima pode ser escrita da seguinte maneira, sabendo-se que: R = Ro (onde m é a massa por moi), então: m pv ou 28,97 pas (1.18) onde: 28,97 = n. 0 de gramas/mal de ar; pt = pressão total do ar e vapor; ~;-

43 32 NTRODUÇÃO pas = pressão do ar seco = pt - p V. Nota-se que nas expressões para a determinação das umidades relativa e específica, temos que determinar as pressões do vapor dágua, pois não há possibilidade de uma medição direta de UR e de w. Um dos métodos usados envolve a determinação do ponto de orvalho (dew point) do ar Ponto de orvalho (dew point) do ar Chama-se ponto de orvalho à temperatura abaixo da qual se inicia a condensação, à pressão constante, do vapor dágua contido no ar. A determinação do dew point não é muito precisa. Na Fig vemos que esse ponto é atingido na linha de vapor saturado. Outro método para a determinação do ponto de orvalho baseia-se na determinação da temperatura do bulbo úmido ( wet-bulb ). Essa temperatura é obtida cobrindo-se o tennômetro com uma flanela molhada; a temperatura de equilíbrio é a do bulbo úmido. Usualmente essa temperatura é obtida, juntamente com a do tennômetro de bulbo seco, em um instrumento que se chama "psicrómetro", visto na Fig. 1.24, constituído por dois tennômetros, um deles cob~rto por uma flanela umedecida e uma manícula onde se pode girar o aparelho, para melhorar o cantata com o ar. Quando o ar, em cantata com o bulbo úmido, não está saturado, há vaporização da água contida na flanela e esta vaporização faz baixar a temperatura do bulbo úmido até o ponto de equilíbrio. A diferença entre as temperaturas do bulbo seco e do bulbo úmido é denominada "depressão do bulbo úmido". A temperatura do bulbo úmido, assim como a temperatura do ponto de orvalho, é temperatura de saturação, embora a de bulbo úmido seja ligeiramente mais alta, confonne vemos na Fig. 1.25, pois a saturação obtida não é completa. T Temperatura ar-vapor jresfriamento à ; pressão constante Unhada/ vapor saturado fig Determinuçõ.o do ponto de orvulho. s Fig Psicrómetro girutório...

44 NTRODUÇÃO 33 T Temperatura de bulbo úmido //pressão constante / do vapor t Ponto de orvalho Linha do vapor saturado Fig Temperatura de bulbo seco e bulbo úmido. s Para se obter a saturação adiabática (sem troca de calor), devemos isolar as paredes de uma montagem como a da Fig. 1.26, onde o ar circula em contato com a água. Ar sec"o"---~-j... :;, Ar saturado d~~~~bo ~. --+ \ / d~~i~~ Paredes7s:ladas Fig Saturação adiabática do ar. Fazendo-se um balanço das energias em jogo no sistema, podemos dizer que a energia que o ar possui na entrada mais a energia recebida da água é a energia do ar na saída do sistema. A energia da água em repouso é somente energia interna e seu nível deve ser recompletado no aparelho. A energia da água vaporizada é a sua entalpia. Fazendo o balanço de energia por umidade de massa do ar seco w, temos onde: has 1 = entalpia do ar seco na entrada (o índice bw se refere à saturação na saída); wh. 1 = entalpia do vapor na entrada (idem); (wq- w 1 ) =quantidade de água vaporizada por umidade de ar seco; h 1 w = entalpia da água vaporizada. Esta equação em termos da umidade relativa do ar de entrada: (1.19) (1.20) - ~.. -=---~.,...

45 34 NTRODUÇÃO ---- Para se calcular a umidade relativa por meio dessas expressões, precisaríamos dispor de tabelas com as entalpias da água e do vapor. Para se saber a quantidade de calor que deve ser retirada ou acrescida de um recinto, basta fazer a diferença de entalpias nos dois pontos considerados, por kg de ar seco. 1.8 Carta Psicrométrica Em nosso estudo, apresentaremos a carta psicrométrica da TRANE AR CONDTONNG, reproduzida com autorização. Essa carta foi preparada para a pressão barométrica padrão de 101,325 kpa ou 760 mm de Hg, ao nível do mar e em unidades do sistema S. É baseada nas propriedades termodinâmicas da mistura ar-vapor, cujas equações foram mostradas na Seção 1.7. Essa carta é constituída das seguintes partes (veja Fig. 1.29): 1 -linha de temperatura do bulbo seco (BS), em oc; 2 -linha da umidade específica em kg de umidade por kg de ar seco; 3 -linha da escala de umidade específica (UE); 4 -linha da temperatura de bulbo úmido (Bll), em C; 5 -linha do volume específico em m 3 de mistura por kg de ar seco; 6 -linha de escalas de entalpia (h) em kj/k:g de ar seco na saturação; 7 -linha da umidade relativa (UR) em%; 8 - linha da razão de calor sensível (RCS) igual a Qs; Qt 9 - linha do desvio da entalpia em relação à entalpia específica na saturação. Para a obtenção de uma carta psicrométrica, devemos nos referir à equação do balanço de energia, Eq. (1.19). o primeiro membro dessa equação consiste em duas parcelas: entalpia do ar ou ha. + whv; entalpia da água vaporizada ou (wa- w 1 )h!w. Com exceção de altas temperaturas, a entalpia da água é muito pequena, podendo ser desprezada. Desse modo, a entalpia do ar, em qualquer temperatura de bulbo seco, deve ser igual à entalpia do ar saturado a uma dada temperatura de bulbo úmido. Quando há uma mudança de condições na temperatura do bulbo úmido do ar, o calor adicionado ou removido durante a mudança pode ser determinado pela variação de entalpias para dois valores da temperatura de bulbo úmido. Essa suposição só é válida se admitirmos que a entalpia da água, adicionada ou removida durante a mudança, é desprezível. Nota-se que, pela carta psicrométrica, percebemos que, na saturação, ou seja, umidade relativa de 100%, as temperaturas de bulbo seco e de bulbo úmido são iguais. Na Fig vemos as principais propriedades que podem ser obtidas com o uso da carta psicrométrica. Exemplo 1.12: Dados para um recinto condicionado: temperatura RS= 25 C e umidade relativa 50%. Para a mistura ar-vapor achar: (a) temperatura de bulbo úmido- BU; (h) umidade específica- UE; (c) entalpia- h; (d) volume específico- VE; (e) umidade percentual definida como a relação entre a umidade específica (item b) e a umidade específica para a mesma temperatura BS, na saturação. Solução: (a) BV ~!TC;,,

46 NTRODUÇÃO "===---=cc Pressão barométrica kpa (Nivel do mar),. %UR,,,, ~ o " o FCS r i ;! ii" ""lf t- l " ~~> ij "Jf ~!<!-..,.<:::... ~fw> " Fig Carta psicrométrica. (Por cortesia da TRANE AR CONDTONNG.) A Bulbo j úmido H B Umidade especifica F E D OA- umidillcaçáo sem aquecimento; OB- umldlflcação + aquecimento; OC- aquecimento+ desumidificação; 00- desumidificação qufmlca; OE- desumidificação; OF- esfriamento e desumidificação; OG- esfriamento sensível; OH- esfriamento evaporativo. Bulbo seco Fig Uso da carta psicrométrica.,,.;_

47 36 NTRODUÇÃO Fig Carta psicrométrica. (Por cortesia da TRANE AR CONDTONNG.) (b) UE ~ 0,0095 kg/kg de ar seco; (c) h = 47,95 kj/kg (medido na linha 4) - 0,21 (medido na linha 9) = 47,74 kj/kg; (d) VE = 0,855 m 3 /kg de ar seco; ( e ) mm dade percentu al = O, 0095 = O,5. 0,0190 Exemplo Dada uma temperatura BS = 28 C e BU = 15 C, achar: (a) entalpia- h; (h) umidade específica- UE; (c) umidaderelaíiva- UR. Solução: (a) h~ 42,1 kj/kg- 0,35 kj/kg ~ 41,75 kj/kg; (b) UE~ 0,0054 kg/kg de ar seco; (c) UR ~ 22%. Exemplo 1.14: Dados: 3 m 3 /s de ar frio à temperatura de BS = l4 C e BU = 13 C e 1 m 3 /s de ar exterior à temperatura BS = 35 C e BU = 25 C. Achar as propriedades da mistura (ponto C).. a Solução: (Veja Fig ) Para o ponto B temos o volume específico de O, 825 m 3 /kg, e para o ponto E o volume específico é O, 895 m 3 / kg, então, temos: ar frio= 3 m3js = 3,64 kg/s 0,825 mikg ar exterior = 1 m 3 /s =112k/s 0,825 mikg g vazão da mistura= 4,76 kg/s -.

48 ~ NTRODUÇÃO 37 BU h = 46 kj/kg -r, 25"C0, ,3"C \ \ \ E ,0105kg/kg C ----, 1 8 8$ 14"C 1s,g c ss c Fig Exemplo Tomando as temperaturas BS, as parcelas da mistura são: ar frio= 3 64 X 14 ~ 10 7C 4,76, ar exterior = l, 12 X 35 = 8,2 C 4,76 mistura = 18,9 C De posse da temperatura BS da mistura, levantando a vertical encontramos o ponto C, da reta BE. Para o ponto C, temos: BU ~ 16,3C; h ~ 46 kl/kg; umidade específica = 0,0105 kg/kg de ar seco. 2." Solução: Também se poderia resolver fazendo o percentual em relação ao ar total em m 3 /s, usando as temperaturas BS: ar frio= l X 14 = 10 5 C 4 ar exterior=.!_ X 35 = 8,75 C 4 mistura= 19,25 C Levantando a vertical a partir da temperatura BS = 19,25 C, achamos as condições da mistura: BU ~ 16,5C; h ~ 46,5 kj/kg Correção da entalpia = 0,0106, o que daria um resultado próximo ao anterior: h ~ 46,5-0,0106 ~ 46,48 kj/kg Exemplo 1.15 (Acréscimo de calor sensível): Um ar à temperatura BS = zoe e umidade relativa de 60% é aquecido através da passagem em uma bobina para BS = 35 C. Achar: para BS = 35 C, a temperatura EU e a umidade relativa, bem como a quantidade de calor adicionada ao ar por kg de ar fluente..,.;_

49 38 NTRODUÇÃO ~ % s% 2 2,, ss c ~ Fig Exemplo Solução: (Veja Fig ) Loca-se o potíto 1 e tira-se uma horizontal até a temperatura BS = 35 C. Aí lê-se: BU = 15 C e UR = 8%. Para achar a quantidade de calor a ser adicionada, faz-se a diferença entre as entalpias: h 1 = 8 kj/kg e fg. = 42 kj/kg, ou seja, Q = 34 kl/kg Exemplo. 16 ( Esfriamento e desumidificação): Um ar à temperatura BS = 28 C e UR = 50% é resfriado até a temperatura BS = l2 C e BU = 11 oc. Achar: (a) o calor total removido; (b) a umidade total removida; (c) a razão de ca~or sensível no processo (RCS). Solução: (Veji Fig ) (a) Locam-se os.pontos 1 e 2 com os dados do problema. Assim temos: Condições iriiciais: h 1 = 58,7 kj!kg Umidade específica = 0,0118 kg/kg de ar seco Condições finais:~= 31,7 kj/kg Bulbo 50% Umidade especifica 0,64 0, Fig. 1.3Z Exemplo Bulbo, seco h, Jo

50 NTRODUÇÃO 39 Umidade específica = 0,0078 kg/kg Calor removido: h 2 - h 1 = 31,7-58,7 = -27 kj/kg de ar seco. (b) Umidade total removida: 0,0078-0,0118 = -0,004 kg por kg de ar seco. (c) Para determinar a RCS, traça-se a reta entre os pontos 1 e 2 e depois, tomando-se como referência o X marcado na carta (BS = 24 C e UR = 50%), traça-se uma paralela achando-se o fator de calor sensível 0,64. Exemplo!. 17 (Resfriamento evaporativo): Um ar à temperatura BS = 32 C e BU = l8 C passa através de um "spray" de água que o deixa na umidade de 90%. A água está à temperatura de 18 C. Achar a temperatura BS do ar. Solução: (Veja Fig ) Quando a temperatura da água do "spray" é a mesma do BU do ar, o processo de esfriamento evaporativo é à temperatura BU constante. Então, na interseção da linha EU= l8 C com a linha de UR = 90%, lemos a temperatura BS do ponto 2; BS 2 = 19,2 C. Exemplo 1.18: Um ar a 28 C tem a umidade específica de 12 glkg de ar seco. A pressão total do ar é de 98 kpa. Determinar a temperatura a que deve ser refrigerado o ar até sua umidade relativa ser de 95% e também a umidade relativa inicial. Solução: Usando acarta psicrométrica locamos o ponto em que se encontra o are lemos a umidade relativa inicial: 52%. Para se cálcul~r a pressão, usamos a Eq. (1.18): 0,622 pv pt- pv 90% "25% Bulbo úmido 18 oc ~--~-- 1!J 19,2 C Fig.l.33 Exemplo oc Bulbo *"

51 40 NTRODUÇÃO Já vimos que [Eq. (1.17)]: 0,012 ~ 0,622 pv :. pv ~ 1,85 kpa 98- pv UR = p (existente) :.p (saturação)= 1,85 = 1,95 kpa p (saturação) 0,95 Usando tabelas de vapor acharíamos a temperatura correspondente a essa pressão. t ~ 17,!2 C 1. 9 U midificação e Desumidificação Uma das melhorias que uma instalação de ar condicionado propicia ao ambiente é o controle da umidade relativa, não só para conforto, mas também para processos industriais. Não há dúvida de que há outras condições a serem controladas, como a velocidade e a pureza do ar, mas esses controles não estão incluídos nas transformações terihodinâmicas, como a temperatura e a umidade. Também se poderia controlar a umidade por meios físico-químicos, como o uso de sílica-gel, cloreto de cálcio ou alumina ativada, que conduzem à desumidificação do ar, porém esses processos são especiais. Nas instalações usuais, a desumidificação está ligada ao processo do resfriamento do ar abaixo do seu ponto de orvalho, que produz a condensação do vapor dágua contido. Como o ar extremamente frio não é desejável, usa-se após a desumidificação a elevação da temperatura do ar utilizando meios externos ao sistema. Dois métodos são usados para a desumidificação a baixas temperaturas: 1-água gelada a temperaturas suficientemente baixas, espargida sob a forma de "spray" no meio do ar. Quando.as gotículas de água são muito finas, há uma grande área de cantata do ar com a água espargida. Assim a condensação do vapor dágua se verifica sob a forma de gotas, sendo retirada como líquido saturado; 2- resfriando diretamente o ar que passa através do evaporador do sistema de refrigeração. Em alguns casos o evaporador é :Constituído por uma fileira de bobinas (row) e em outros por várias fileiras, o que obriga a umidade relativa d? ar a ficar próxima da saturação, ou seja, próxima de 100%. No processo de desumidificação, dois fatores devem ser considerados: a que temperatura o ar deve ser refrigerado para se obter a desejada desumidificação? qual a quantidade de calor que deve ser retirada do ar? 100% 45% Bulbo úmido =--- A Bulbo seco 13,5" Fig Exemplo 1.19.

52 NTRODUÇÃO ===--_:_:: Supõe-se que o ar ao passar pelo evaporado r seja saturado e a pressão parcial do vapor deve ser tal que quando aquecido a temperatura determinada sairá com a umidade desejada. Como a pressão total permanece constante durante o aquecimento, a pressão do vapor permanece também constante. Exemplo 1.19: Num ambiente condicionado, o ar deve permanecer a 26 C e a umidade relativa a45%. Determinar atemperatura em que o ar deixa o evaporador, supondo-se que seja saturado. Solução: Pode-se responder a essa questão simplesmente usando a carta psicrométrica. Loca-se o ponto A, com os dados do problema, ou seja, temperatura de bulbo seco de 26 C e UR = 45%. Traça-se, a partir de A, uma horizontal até encontrar a curva de UR = 100% e então lê-se a temperatura t = 13,5 C Trocas de calor entre o ar e a água O ar e a água$. quando postos em contato, trocarão entre si o calor do seguinte modo: - se a temperatura da água é superior à temperatura do bulbo úmido do ar, haverá queda de temperatura da água e crescimento da temperatura do bulbo úmido do ar; se a temperatura da água é inferior à temperatura do bulbo úmido do ar, haverá elevação da temperatura da água e queda na temperatura do bulbo úmido do ar; em ambos os casos, a temperatura da água nunca atingirá a temperatura do bulbo úmido do ar, ficando ora um pouco acima (no primeiro caso), ora um pouco abaixo (no segundo caso). A fim de que se possa umidificar o ar com um borrifador de água, a temperatura da nuvem dágua deve estar sempre acima da do ponto de orvalho desejado para o ar. Para que se possa desumidificar o ar, a temperatura final da água deve ser sempre mantida abaixo da temperatura desejada do ponto de orvalho do ar. L92 Misturas de ar Em instalações de ar condicionado é comum o ar de retomo do ambiente ser misturado com o ar exterior, para recompletar as diferentes perdas de ar. Se, na carta psicrométrica da Fig. 1.27, colocannos o ponto A como relativo às condições internas do recinto e o ponto E às condições do ar exterior, em um ponto C da reta AE teremos as condições da mistura. Se a metade do ar necessário retomar ao recinto e metade do ar vier do exterior, o ponto C estará no meio; se apenas uma quarta parte vier do exterior, o ponto C estará a 114 da distância AE e assim por diante. Um dos métodos usados para a locação do ponto C é baseado na temperatura de bulbo seco do ar exterior e o de retorno, computando-se o percentual de cada um na mistura. Façamos um exemplo esclarecedor. Exemplo 1.20: Em uma instalação de ar condicionado, temos as seguintes condições: internas: bulbo seco 25,5 C e umidade relativa 50%; - externas: bulbo seco 34 C e bulbo úmido 27,2 C. A percentagem do ar exterior é de 20% do total. Quais as temperaturas BS e BUda mistura? Solução: Operando-se apenas com as temperaturas BS, temos: ar de retomo: 0,80 X 25,5 = 20,4 C; ar exterior: 0,20 X 34,0 = 6,8 C. temperatura final da mistura: 27,2 C

53 42 NTRODUÇÃO c-"--- 25,5 oc 27,2 C 34 C Fig Exemplo Com este valor de 27,2 C, elevando-se uma vertical encontramos o ponto C, que dá as condições da mistura: bulbo seco: 27,2 C (resposta); bulbo úmido:.20,3 C (resposta). Exemplo 1.21:: Suporihamos as mesmas condições internas do Exemplo 1.20 e que o ar frio, ao atravessar as serpentinas do evaporador do aparelho condicionador, esteja nas seguintes condições: - umidade relativa: 90%; temperatura dé bulbo seco: 10 C; quantidade de ar: 180 m 3 /min (MCM); ar de retomo: 120 m 3 /min (MCM). Queremos as condições da mistura. Solução: (Veja Fig ) Volume total de ar: 180 MCM E Ar exterior Ar frio as-1o c BU=B,5C 28C c Arde retomo B Fig Exemplo \-""

54 NTRODUÇÃO Percentagem do ar de retorno na mistura: 120~ , 60 Percentagem do ar exterior: = 0, ar de retorno: 0,66 X 25,5 = 16,8 C; - ar exterior: 0,33 X 34 = 11,2 C; - temperatura final da mistura: = 28,0 C. Com esta temperatura o ar é lançado no evaporador, de onde sai com 90% de umidade relativa e temperatura BS ~ OC e BU ~ 8,5C Vazão Necessária de Ar Qualquer ambiente de ar condicionado, para manter as condições desejadas, necessita de uma determinada vazão constante de ar, insuflado pelo ventilador, depois de passar pelo evaporador, umidificador ou desumidificador. Essa vazão de ar frio ou quente é que, em mistura com o ar do ambiente, faz a temperatura e a umidade permanecerem dentro das condições desejadas, combatendo o fluxo de calor que entra no recinto (ou dele sai). Como veremos em outro capítulo, a carga térmica do recinto é expressa em keal/h; é a soma do calor sensível c do calor latente. Já sabemos que para o calor sensível, temos: Q, = mc(t 2 -! 1 ) Se expressarmos os fluxos por hora, teremos: Q, = calor sensível em kcal!h; m = quantidade de ar em jogo em kg/h; c = calor específico do ar = 0,24 kcal/kg C para o ar padrão; 12 c t 1 =temperaturas do ar na entrada e saída em C. Sabe-se que o ar seco, nas condições normais de pressão e temperatura, tem o volume específico v = 0,833 m 3 /kg, então: m~ _ [kg]xq[m] 0,833 m 3 h onde: Q = vazão de ar em mlh. Assim a expressão do calor sensível será: Q, = 0.29 X Q (t 2 - t 1 ) válida para o ar padrão ou Q, = -- X Q X 0,24 (t 2 -! 1 ) ou 0,833 Q= Q, 0,29 (t, - t,) (1.21) 1.11 Cálculo da Absorção de Umidade do Ar de nsuflamento Como já vimos, a absorção de umidade do ar de insuflamento pode ser feita com o equipamento de refrigeração. O ar a ser insuflado no recinto passa através do evaporador de equipamento e, se a temperatura do

55 44 NTRODUÇÃO evaporador estiver abaixo da do ponto de orvalho do ar, haverá condensação do vapor dágua, que deve ser eliminado para o exterior. Para se saber a quantidade de vapor dágua que deve ser eliminada, precisamos conhecer as umidades específicas que são fornecidas pela carta psicrométrica. mas que também podem ser calculadas pelas equações já estudadas. Como o nosso objetivo é o do projeto de instalações de ar condicionado, usaremos a carta psicrométrica. Na Fig vamos imaginar que no ponto E loquemos as condições do ar exterior e, no ponto A, as condições a serem mantidas no recinto, através do exemplo seguinte. Exemplo 1.22: As condições do ar exterior são: BS = 34 C e umidade relativa 65%. As condições a serem mantidas no recinto são: BS = 26 C e umidade relativa 45%. Se a vazão de ar é de 125m 3 /h, queremos saber a umidade que precisa ser eliminada pelo equipamento de refrigeração e a capacidade desse equipamento. Solução: O desumidif~cador abaixará a temperatura do ar até a sua saturação, ou seja, umidade relativa de 100% (ponto B). Como a ti::mperaturado ar na saída do evaporador é muito baixa (13,2 C), haverá necessidade de se elevar a temperatura até as condições do ponto A, mantendo a umidade específica. 100% 9,4liJ ~ 13,2 26 Bulbo seco "C 34 BS=34aC UR= 65% BS = 13,2 "C 100% BS=26 C UR= 45% A entrando -"--f---ió Fig Exemplo Carta psicrométrica e balanço energético.

56 NTRODUÇÃO 45 A umidade específica eliminada sob a forma de condensado é: 22-9,4 = 12,6 X lq- 3 kg/kg de ar seco (resposta) Fazendo o balanço energético na entrada do desumidificador, temos: entalpia do ar entrando (h 1 ) = entalpia do ar saindo (h 2 ) + entalpia do condensado (hc) + calor removido. Determinação do fluxo de ar em kg/h: m ~ -- X Q ~ -- X 125 ~ 150 kg/h 0,833 0,833 h 1 = 91,0 kj/kg e h 2 = 37,5 kj!kg (tirados da carta psicrométrica); h, ~ 91,0 X 150 ~ kj/h e h,~ 37,5 X 150 ~ kj/h. A entalpia do condensado será: hc = mct 2 h,~ 12, 6 X 10-; X 150 X X 13,2 ~ 24,9 kcallh ou 24,9 X 4,186 ~ 104,2 kj/h. Assim: Calorremovido c h 1 - h 2 - hc = ,2 = kj/h. A capacidade do equipamento de refrigeração será de kj/h (resposta). Se quisermos saber a capacidade do aquecedor (heater) que vai fornecer calor ao ar até o ponto desejado no ambiente, teremos de fazer outro balanço energético: entalpia do ar entrando no aquecedor (h 2 ) + calor entrando = entalpia do ar saindo (h 3 ) ou calor entrando = h 3 - hz; h 3 = 50,65 kj!kg (da carta psicrométrica); h,~ 50,65 X SO,~ 7.597,5 kj/h; calor entrando = 7.597, = 1.972,5 kj/h. Se desejarmos a potência da resistência elétrica em kw para fornecer esse calor em 1 hora, podemos calcular a partir da relação:: 1 kw = 1 kj. Admitindo o rendimento de 50%: s kw~ = 09 kw X 0, Capacidade dos Equipamentos do Sistema de Expansão Direta Para se determinar a capacidade total dos equipamentos dos sistemas de expansão direta, podemos agir de três maneiras: (a) Pelo cálculo do calor absorvido pelas serpentinas do evaporador, através de equações que foram vistas anteriormente: Q, ~ 1,20 X Q X (h, - h,); Q, = calor total em kcalih; Q = vazão de ar em m 3 /h; h 1 e h 2 = entalpia do ar entrando e saindo em kcallkg. Sabendo-se que 1 kcal = 4,186 kj. i

57 "! 46 NTRODUÇÃO Exemplo 1.22a: Resolvendo o mesmo Exemplo 1.22, temos: Q, = 1,20 X 125 (21,6-8,7) = kcal/h (desprezou-se a entalpia do condensado). Se quisermos o resultado em toneladas de refrigeração, basta dividir por kcal/h. (h) Pelo cálculo do calor transferido para a água do condensador: Q, = 60 X Qa X Ct2 - t1); Q, = calor total em kcal/h; Qa = vazão de água em litros por minuto; t 2 - t 1 =diferença entre as temperaturas da água na saída e na entrada do condensador. Exemplo 1. 22h: No Exemplo 1.22, consideremos que a temperatura da água ao entrar no condensador é de 38 C e ao sair é de 46 C e a vazão de água é de 6,25 m 3 /h. Calcular a capacidade de absorção de calor do condensador. Solução: Q, ~ (46-38) ~ kcallh ou ~ 16 5 TR (c) Pela capacidade de retirada dos calores sensível e latente obtidos através das temperaturas de entrada e saída nas serpentinas do evaporador. Exemplo 1.23: Calcular o calor total retirado do ar que entra no evaporador na temperatura de 34 C e sai na temperatura de 13,2 C, a umidade é retirada na razão de 12,6 g por kg de ar seco e a vazão de ar é de 125 m 3 /h. Solução: Pela Eq. (1.21), temos para o calor sensível: Q, ~ 0,29 X Q (t, - t,); Q, ~ 0,29 X 125 (34-13,2) ~ 754 kcal/h. Para o calor latente, temos a expressão: Q, ~ 583 X C onde: Q 1 = calor latente em kcal/h; C = umidade condensada em litros/hora; C~ 12 6[_K_] X 150[kg] ~ 1 891/h kg h Q, ~ 583 X 1,89 ~ 1.101,8 kcal/h; Calor total= ,8 = 1.855,8 kcal/h (resposta) Capacidade dos Equipamentos no Sistema de Expansão ndireta Para se determinar a capacidade dos equipamentos do sistema de expansão indireta, podemos calcular da seguinte maneira:

58 NTRODUÇÃO 47 (a) Pela vazão de água gelada necessária na central: VAG~ Q, X llt onde: VAG =vazão de água gelada em m 3 /h; Q, = capacidade total em kcal/h; tlt = diferencial de temperatura em oc no resfriador de água. (b) Pela vazão de água necessária no condensador: VAC ~ Q, X 1, X llt onde: VAC = vazão de água de condensação em m 3 /h; Q, = capacidade total em kcal/h; tlt = diferéncial de temperatura em C no condensador Resfriamento pela Evaporação A atmosfera é o absorvedor inesgotável de todo o calor emitido nas transformações das máquinas térmicas. Nas grandes máquinas, como, por exemplo, nas centrais termoelétricas, o vapor, depois de passar pelas turbinas, deve ser condensado. A condensação do vapor exige grandes vazões de água, o que evita a sua descarga direta na atmosfera. Há inúmeros tipos de máquinas, cuja condensação exige água, que, após o processo, deve ser refrigerada. Usam-se, para o processo de refrigeração de água de condensação, as torres de arrefecimento (ou de resfriamento). No tipo mais comum de torre, o tipo úmido, a água quente é lançada, sob a forma de gotículas, contra uma massa ascendente de ar; isso aumenta a área de transferência de calor. Us~m-se também ventiladores, normalmente na parte superior para aumentar a corrente de ar circulante (Fig ). Para que haja transferência de calor da água para o ar, é necessário que a temperatura da água seja superior à do bulbo úmido do ar. Teoricamente a temperatura limite com a qual a água pode ser refrigerada é a do bulbo úmido do ar circulante. A diferença entre a temperatura da água na saída da torre e a temperatura B U do ar é o approach. O rendimento da torre é medido pela seguinte relação: onde: t 1 = temperatura da água quente que entra; t 2 = temperatura da água fria que sai; t,. = temperatura do bulbo úmido do ar; t 2 - t,. = approach. rendimento da torre = 11 - t 2 tl- t, O ar em cantata com a água eleva a temperatura doeu, o que significa também que sai sob a forma saturada. Esse cantata faz com que parte da água seja evaporada e deve ser reposta para não haver deficiência (água de reposição ou make-up). Essa reposição é pequena, da ordem de 2% da água de circulação, por isso a torre deve ter uma ligação com a caixa-dágua de abastecimento do prédio, que mantém o nível da bacia no fundo da torre, através de uma torneira-bóia ,...

59 48 NTROOJÇÁO Água quente ~ Ar quente e úmido t t t Ac atmosférico~ Ac (;;.A/V atmosférico t (temperatura BU do ar) Fig Torre de arrefecimento. Exemplo 1.24: A temperatura da água ao entrar em uma torre é de 46 C, sua vazão é de 6,25 m 3 /h e a pressão atmosférica é normal. O ar entra nas temperaturas BS = 35 C e BU = 25 C e deixa a torre na temperatura de 38 C, saturado. A temperatura da água ao sair da torre é de 29,2 C. Calcular o rendimento da torre (veja Fig. 1.38) e o approach: Solução: Rendimento da tarte= t 1 - lz = = 16 8 = 80% (resposta).! 1 -tu Approach = t~ - tu = 29,2-25 = 4,2 C (resposta). Se quisennos saber a quantidade de calor cedida pela água ao ar, temos: Q ~me (t,- t,) ~ X X (46-29,2) ~ kcallh O balanço energético do ar será: entalpia na entrada (h 1 ) +calor recebido= entalpia na saída (h 2 ) + entalpia do vapor dágua (h 3 ). Desprezando a parcela h 3 por ser pequena diante das demais, temos: h 1 = 18,4 kcallkg (da carta psicrométrica) ou 77 kj/kg; h 2 = 28,7 kcal/kg (da carta psicrométrica) ou 120 kj/kg; 1 - [_l<g_] ~ 22,08 kcal e h, ~ 18,4 [ kcal] X - kg 0,833 m 3 m 3 h 2 = ,833 = 34,4 kcal/m 3 Supondo a vazão de ar Q[ : 3 J do balanço energético, temos: Calor recebido pelo ar= h 2 - h 1 ;

60 NTRoDUÇÃO 49 Calor recebido= 34,4 ~ 22,08 = 11,6 kcal/m 3 Em uma hora, o calor cedido pela água é igual ao calor recebido pelo ar, assim: Então a vazão de ar será: 11,6 X Q X 0,8 = (rendimento 80%) Q~ ~ mlh 11,6 X 0,8 Desse modo o ventilador da torre deve ter essa vazão de ar, para dissipar o calor cedido pela água de circulação. No Cap. 6, temos informações adicionais para a escolha de torres de arrefecimento Noções sobre Refrigeração O nosso estudo será dedicado mais ao resfriamento, ou seja, ar condicionado para o verão. Suponhamos Um recinto a ser condicionado cuja temperatura é t, e a temperatura do exterior é te (Fig. 1.39). Recinto condicionado Q o. Equipamento frigorlgeno Fig Balanço térmico de um recinto. o.= calor que entra no recinto; 0 0 = calor gerado ou existente no recinto; O= calor total; t.>t.. gás quente Calor Q + perdas Linha de r-..:::::::!., p:"6;;;t~:-?j , T - liquido "B" em alta pressão Trabalho Compressor F" l Calor o Fig Ciclo de refrtgeraçõ.o a compressão de vapor.,, ~

61 50 NTRODUÇÃO Temos a equação: Q ~ Q, + Q,. O equipamento de refrigeração deverá retirar o calor Q e mais o calor devido às perdas no processo. Refrigeração é o termo usado quando o sistema é mantido a uma temperatura mais baixa que a vizinhança. Como a tendência do calor é penetrar no recinto, por diferença de temperatura, correspondente quantidade de calor deve ser retirada do sistema para manter a sua temperatura t,. Como veremos adiante, há vários sistemas de refrigeração. Estudaremos com mais detalhes o sistema de compressão de vapor. Como foi visto na Seção 1.6.2, quando estudamos o ciclo reverso de Camot, o sistema de compressor de vapor é também um ciclo reverso, por isso necessita de um trabalho externo que é feito através do compressor. O compressor aspira o fluido do espaço refrigerado e o bombeia para o reservatório de alta temperatura (condensador); este transfere o calor para a atmosfera, que é o absorvedor das altas temperaturas. Na Fig. 1.40, vemos o diagrama de um ciclo de refrigeração a compressão de vapor e nas Figs e 1.43, uma vista dos equipamentos utilizados neste ciclo de refrigeração. Na Fig vemos o diagrama pressão-entalpia para o fréon-22*, um dos fluidos refrigerantes utilizados no sistema de compressão a vapor. A fim de melhor entendermos as transformações pelas quais o fluido frigorígeno passa, devemos nos reportar à Fig. 1.41, onde estão locados os pontos mostrados na Fig maginemos o ciclo do refrigerante se iniciando no ponto 1 da Fig. 1.41, onde o refrigerante, sob a forma de líquido saturado, atravessa a válvula de expansão, sem troca de calor (h 1 = h 2 ), porém com perda de pressão. No ponto 2 do ciclo, temos o refrigerante, sob a forma de vapor úmido, forma sob a qual é impulsionado através do evaporador, onde se vai processar o efeito de refrigeração, à pressão constante: Q = h3- h2 = h3- hl Ao sair do evaporador, o refrigerante está sob a forma de vapor saturado, quando entra no compressor, que recebe energia da,fonte externa, em geral um motor elétrico, motor diesel ou a explosão, passa ao estado de vapor superaquecido no ponto 4 da figura. Se chamarmos de Aw essa energia, temos: Aw = h 4 - h 3 No estado de vapor superaquecido, o refrigerante entra no condensador, onde cede à água de circulação ou ao ar a diferen ça d~ entalpias: Q = h 4 - h 1, completando-se o ciclo. Também podemos representar o ciclo de refrigeração num diagrama T -S, conforme a Fig O ciclo reverso de Camot tem o mais alto rendimento na produção da refrigeração. O efeito da retirada do calor do sistema é efetuado pelo evaporador entre 2-3, pois para se efetuar a evaporação do fluido necessita-se do "calor latente de vaporização". O efeito de refrigeração é mostrado na área O vapor deixando o evaporador entra no compressor e, no caso ideal, é comprimido isentropicamente até o ponto 4. Essa pressão é suficientemente alta para que o fluido seja condensado, eliminando calor e saindo no ponto 1, como líquido em alta pressão. Essa eliminação pode ser feita a água ou a ar. A quantidade de calor eliminado é mostrada na área Saindo do condensador, o fluido entra na válvula de expansão e, no caso ideal, essa expansão 1-2 é isentrópica. A diferença entre o calor eliminado pelo condensador e o calor absorvido pelo evaporador é mostrada na área L16 Fluidos Refrigerantes SUVA** da DuPont ntrodução À medida que a produção de clorofluorcarbonos (CFCs) é reduzida e finalmente eliminada, haverá necessidade de compostos substitutivos ambientalmente aceitáveis para serem usados em chillers. Esses fluidos refri ~- *Por ser prejudicial à camada de ozônio, os fréons deverão ser substitufdos por outros fluidos equivalentes (veja Seção 1.16). usuva 134a é marca registrada da DuPont para o HFC-134a.,,,.. - -

62 i < J ~++-1--l+++-ll++~-fl! ~++-1--l+++-H ! 1-1-l-l-l !

63 Fluxo da ar 2 Tubo coletor da sucção Linha de Filtro da linha de líquido Compressor quente Unha de ~liquido "B" Saldada Fig Vi~ta de um ciclo típico de refrigeração. liquido Entrada do gás Ligação da válvula da do líquido Carcaça Fig Condensador (detalhes). Temperatura T Baixa Fig Sistema de compressão o vapor. Diagrama T-S. o, Entropia S...,.-,;,.. -,_.,,,..,_, ~--~-~~-

64 NTRODUÇÃO 53 ~ ~ =~-~ Tabela 1.6 Comparação entre Propriedades HFC-134a Ponto de ebulição oc ( F) Flamabilidade Limite de exposição, PPM (V N) Potencial de diminuição do ozônio Potencial de aquecimento global -30 C (-2l,6 F) Nenhuma T... V* 1,0 3,0-26 C(-15,7op) Nenhuma AEL** 0,0 0,28 o Valor de Limite de Tolerância (TLV), fi~ado para produtos químicos industriais p-ela American Conferencc ofgovemmental Hygienists, é a concentração média ponderada de tempo do produto químico transportado poeto ar à qual os funcionários podem ficar expostos durante um dia de trabalho de l! horas, 40 horas semanais, ao longo da vida profissional... Lirrúte de Exposição Aceitável (AEL) é a concentração média ponderada de tempo de um produto quírrúco transportado pelo ar a que quase todos os funcionários podem ficar expostos durante um dia de trabalho de 8 horas, 40 horas semanais, ao longo da vida profissional, sem efeito adverso, confonne determinado pela DuPont para compostos que não têm TLV. gerantes "alternativos" devem ter características operacionais similares às dos CFCs, tanto para converter os chillers existentes em alternativos como para limitar as mudanças do design envolvidas na fabricação de novos chillers que po~sam usar fluidos refrigerantes alternativos. A DuPont está produzindo o fluido refrigerante HFC-134a para substituir o CFC-12 em chillers e está fornecendo esse novo fluido refrigerante aos fabricantes de chillers para uso tanto em equipamentos novos como nos já existentes. Além disso, a DuPont está convertendo seus próprios chillers de CFC-12 e R- 500 para HFC-134a. A comparação entre as propriedades do HFC-134a com o CFC-12 está delineada na Tabela 1.6. O ponto de ebulição do novo fluido refrigerante aproxima-se do ponto de ebulição do CFC-12. sso significa que o HFC- 134a desenvolverá pressões operacionais do sistema semelhantes às do CFC~ 12. As vantagens ambientais do HFC-134a sobre o CFC-12 são claramente mostradas pelos valores do Potencial de Diminuição d? Ozônio (ODP) e do Potencial de Aquecimento Global (GWP) dos dois compostos. Nenhum dos dois compos~os é inflamável O Limite de Exposição Pennissível (AEL) de ppm do HFC~ 134a significa uma previsão de que este fluido refrigerante tenha características de toxicidade semelhantes às do CFC-12 c às de outros fluidos refrigerantes de CFC Considerações genéricas Em geral, os fluidos refrigerantes alternativos não podem ser simplesmente "carregados" em um sistema destinado ao uso. de CFCs. Dependendo das características específicas da máquina, é possível que os mate Jiais precisem ser substituídos e que o compressor, em muitos casos, precise ser modificado. Quando se converte um chiller de CFC para HFC-134a é necessário substituir o lubrificante. Os registras de manutenção devem conter quaisquer modificações que tenham sido feitas nos componentes originais do sistema. Além disso, o fabricante do equipamento deve ser consultado sobre a compatibilidade das peças do sistema com o novo fluido refrigerante Comparações de desempenho Confonne demonstrado na Tabela 1.7, as características de desempenho do HFC-134asão semelhantes às do CFC-12. nicialmente, julgou-se que o HFC-134a fosse um pouco menos eficiente do que o CFC-12, com base nos modelos que não consideravam as diferenças nos coeficientes de transferência de calor entre os dois fluidos refrigerantes. Os chillers convertidos para HFC-134a apresentam desempenho quase idêntico ao que apresentavam com o CFC-12. Embora um novo chiller possa ser projetado para o HFC-134a, um chiller que funcione com CFC-12 terá que sofrer algumas modificações para operar com o novo fluido refrigerante. É possível que o lubrificante tenha que ser trocado e que a velocidade de impulsão tenha que ser aumentada. A experiência adquirida até esta data com retrofits de chillers de CFC-12 e R-500 para HFC-134a é apresentada mais adiante..,;,

65 54 NTRODUÇÃO Tabela 1.7 Variações Tfpicas de Desempenho* do HFC-134a vs. CFC-12 Capacidade Coeficiente de desempenho Pressão do evaporador Diferença Pressão do compensador Diferença Temperatura de descarga Diferença +2%a-10% +2 a -8% Oa-3psi O a -0,2 bar +J5a+25psi +la+l,7bar 0 a -J0 F O a -5,6oC O desempenho real depender/i do equipamento específico e das condições operacionais usadas Compatibilidade dos materiais Quando se faz a conversão de CFC-12 para HFC-134a, devem-se considerar vários fatores, principalmente a compatibilidade química. A Tabela 1.8 apresenta as considerações mais importantes que devem ser abordadas. Uma consideração fundamental em termos de compatibilidade química é a de se encontrar um lubrificante estável. Nas aplicações de refrigeração e de ar condicionado, há uma reação muito lenta entre o lubrificante e o fluido refrigerante, o que gera compostos de carbono e HCL. Nos últimos 50 anos, foram desenvolvidos lubrificantes praticamente não-reativos com os fluidos refrigerantes CFC. Atualmente, os lubrificantes estão sendo avaliados para se obter uma estabilidade semelhante com o HFC-134a. Os materiais de construção comuns, como cobre, aço e alumínio, são adequados para os fluidos refrigerantes CFC atuais. Contudo, em certas circunstâncias, catalisadores da reação lubrificante/fluido refrigerante, como o ACB e o AF3, podem ser formados. Para confirmar a estabilidade química do HFC-134a, esses metais estão sendo testados com o fluido refrigerante e lubrificante candidatos a uso. Foram encontrados plásticos e elastômeros aceitáveis para serem usados com os fluidos refrigerantes CFC existentes. Contudo, um elastômero ou plástico aceitável com um fluido refrigerante possivelmente não tem bom desempenho com outro. Por esse motivo, os elastômeros devem ser qualificados com base em aplicação por aplicação. qs testes com fluidos refrigerantes SUV A * mostram que não haverá nenhuma família de elastômeros ou plásticos que venha a funcionar com todos os fluidos refrigerantes alternativos.. Tabela 1.8 Considerarões sobre Compatibilidade Química Lubrificante o Reatividade química com o HFC-l34a o HC, compostos de carbono Meias o Reatividade química com o HFC-l34a o Fonnação de catalisadores a altas temperaturas (AF3, AC3) Elastômeros Dilatação o Mudanças das propriedades mecânicas devidas à exposição ao fluido refrigerante/lubrificante o Permeação do HFC-134a Plásticos o Mudanças das propriedades mecânicas devidas à exposição ao fluido refrigerante/lubrificante 1.17 Definições efeito refrigerante Coeficiente de eficiência térmica ( CET) = trabalho fornecido Efeito refrigerante = T(Baixal (S 3 - S 2 ) *Por cortesia da DuPont Chemicals ~-.,..._,.,...,...,_.., u:-....">~-~ ,..

66 NTRODUÇÃO 55 Trabalho fornecido = T(Al!al - T(Baix J (S 3 - S2) Assim temos: CET~ Exemplo 1.25: Desejamos conseguir, num sistema de refrigeração, a temperatura de -soe. O calor é eliminado na temperatura de 30 C. Usando o ciclo de Carnot, detenninar o CET. Solução: CET~ (-5) = 7,66 (resposta) - Tonelada de refrigeração (TR) Definição de ASHRAE: é a quantidade de calor que precisa ser retirada de uma tonelada de água (2.000 libras) para produzir gelo a ooc em 24 horas, ou seja, TR ~ BTU 1 hora Em outras palavras: 1 TR = quantidade de calor necessária para derreter uma tonelada de gelo em 24 horas. Como 1 tonelada = libras e o calor latente de fusão do gelo é 144 BTU/lb, são necessários: X 144 = BTU em 24 horas para derreter o gelo ou ~ BTU/h ~ kcal/h 24 - Quantidade de água de circulação necessária ao condensador: onde: Q" ~ >(h~, -;-~h,,):_xércx~o.c06::::30"8 (t, t,) X 8,33 Qa = vazão de água em litros/minuto; h 4 e h 1 = entalpias em kcal/kg; R = débito do refrigerante em kg/minuto; t, = temperatura da água na entrada do condensador em oc; t, = temperatura da água na saída do condensador em oc. - Coeficiente de eficiência do ciclo de refrigeração: - Efeito refrigerante CE~ h, -h, h,- h,

67 56 [NTRODUÇÃO onde: G r = efeito refrigerante em kcallmin; R = débito do refrigerante em kg/min; h 3 e h 2 = entalpias em kcal!kg Sistemas de Refrigeração Os principais sistemas de refrigeração são os seguintes: sistema de absorção; sistema de ejeção de vapor; sistema de compressão de ar; sistema de compressão a vapor; sistema termoelétrico Sistema de refrigeração por absorçllo Há vários tipos de sistemas de refrigeração por absorção, dentre os quais os que usam como refrigerante a solução de brometo de lítio como absorvente e água como refrigerante, e a solução de água como absorvente e amônia como refrigerante. Num sistema de refrigeração por absorção, o aumento da pressão é produzido pelo calor fornecido pela circulação de vapor ou outro fluido através de uma serpentina. O conjunto gerador-absorvedor representa a mesma função do compressor no sistema a compressão de vapor: o absorvedor substitui a sucção e o gerador substitui a compressão (veja Fig. 1.45). Há uma bomba para fazer a solução circular pelo trocador de calor e gerador. No absorvedor, o vapor de amônia que chega do evaporador à baixa pressão é ab- C" * ~ ~),... ;_,. ~~e~~~~-. Vapor de amõnia Água da refrigeração Solução forte r t,,... j Analisador,, do~ ll i : ~ u: Fonte de calor (vapor etc.) Solução fraca lp ll de calor t t Bomba~); Trocador Válvula de expansão Lado de ara pressão ll Condensador ~~ua refrige d ração 1 Amôclo llqoido em alta pressão Receptor Válvula de expansã o ~. 1 Amôcio liqoido em baixa pressão À gua de refrig eração #dor Vapor de amónia. Evaporador Lado de baixa pressão Fig Sistema de refrigeração por absorção: absmvente águo e refrigerante amónia. Líquido a esfriar (salmo om)

68 NTRODUÇÃO ==-==--= sorvido pela solução fraca e fria de amônia em água. No gerador, há a separação de parte da amônia recebida na solução forte para o condensador. Essa separação é feita pelo calor recebido do vapor ou outro fluido quente no gerador. A solução fraca é outra vez remetida ao absorvedor para receber mais amônia. Então pode-se comparar o sistema de absorção com o de compressão de vapor: Sistema de absorção condensador evaporado r válvula de expansão absorvedor gerador receptor analisador retificador trocador de c~or Sistema de compressão de vapor mesma função do condensador mesma função do evaporador mesma função da válvula de expansão mesma função da sucção do compressor mesma função do compressor mesma função do depósito de refrigerante separa a água da amônia condensa parte do vapor de amónia reduz a entrada de calor no gerador e a vazão de água de refrigeração no absorvedor. Rendimento de uma instalação: O rendimento de um sistema de absorção usando amónia é de cerca de 75 kcal de efeito frigorígeno, para uma entrada de calor no gerador de 410 kcal, ou seja, um rendimento de 18%. Tubulação da vapor Ejo m,.,;mo,;io de reforço Água condensadora a 95" F para o Água aquecida Alimentador de água da reposição Válvula de escape de Bomba da água gelada Fig Sistema de refrigeração por ejeção de vapor. ;

69 58 NTRODUÇÃO ~~~~~~~~~~~~~- -~~ Sistema çle ejeção de vapor No sistema ejetor de vapor (Fig. 1.46), parte-se do princípio de que 1 kg de água, à pressão atmosférica normal, passa ao estado de vapor a 1 00 C, produzindo 100m 3 de vapor e exigindo 595 kcal. Se o ambiente estiver abaixo da pressão atmosférica normal (vácuo), a água passará ao estado de vapor em temperaturas menores que 100 C. Nesse sistema, a água, aquecida em um tanque por um processo de aquecimento qualquer, é introduzida em um evaporador onde a pressão está abaixo da pressão atmosférica normal, ou seja, vácuo medido em polegadas ou mihmetros de mercúrio. Desse modo a água se evaporará, sendo ejetada para uma peça chamada de ejetor primário, onde circula vapor procedente de uma caldeira. Em conseqüência da evaporação, tem lugar a refrigeração da água, que retoma ao tanque, onde será efetuado o resfriamento do ar ou outro fluido (efeito frigorígeno). O vapor é condensado no condensador primário e retoma à caldeira por meio da bomba do condensado. O sistema ejetor de vapor só pode ser usado para refrigerar a água até cerca de, 7 C que, por sua vez, irá refrigerar o ar até 7,2 C, sendo passível de utilização em sistemas de ar condicionado, em casos especiais Sistema de compressão de ar Usa-se a propriedade que tem o ar de, quando comprimido e, em seguida, submetido à expansão, ser capaz de retirar o calor de um trocador que pode ser, por exemplo, o evaporador de um conjunto frigorígeno. É um sistema de baixo rendimento e só é usado em instalações que, por problemas de segurança, não permitem o uso dos fluidos refrigerantes conhecidos, por exemplo, nas aeronaves Sistema de compressor de vapor Já foi descrito na Seção Esse é o sistema que será desenvolvido neste estudo Sistema termoelétrico Baseia-se no princípio de que, se entre dois metais ou ligas diferentes houver diferença de temperatura, quando postos em contato,,por meio de um condutor, haverá circulação de uma corrente elétrica mínima (efeitos Seebeck e Peltier). nversainente, haverá diferença de temperatura entre dois metais diferentes se, entre eles, fizermos circular uma corrente elétrica retificada. nstalando-se adequadamente o metal de menor temperatura dentro de um recinto termicamente isolado do exterior, podemos obter bahas temperaturas. Já existem geladeiras que funcionam usando esse princípio, porém são de baixo rendimento Considerações Físicas da nsolação A energia solar é concentrada na faixa visível da luz e na região infravermelha do espectro da radiação. A intensidade total de radiação nas camadas superiores da atmosfera é cerca de 1,362 kw/m 2, incidente sobre uma superfície normal à direção dos raios solares. Somente 1,373 kw/m 2 alcança a superfície da Terra quando a direção dos raios solares é vertical, para um céu limpo (sem nuvens). sso equivale a 1,96 cavcm 2 por minuto. Fora da atmosfera terrestre, a radiação solar direta é composta de 5% ultravioleta, 52% de luz visível e 43% de infravermelho. Na superfície da Terra, sua composição aproximada é de 1% de ultravioleta, 39% de luz visível e 60% de infravermelho. Radiação celeste É um tipo de radiação difusa, cuja presença constitui o ganho de calor na Terra; a ela é adicionada a radiação solar direta, que é maior quando a atmosfera está translúcida. ~:-

70 NTRODUÇÃO 59 -~ ===c cc_ As perdas atmosféricas na radiação solar direta baseiam-se em quatro fenômenos principais: (a) quando a radiação encontra moléculas de nitrogénio e oxigénio; esse efeito é mais pronunciado nos comprimentos de ondas mais curtos e é responsável pela cor azul do céu; (h) dispersão resultante da presença de moléculas de vapor dágua; (c) absorção seletiva dos gases ideais e do vapor dágua: gases de moléculas assimétricas como o ozônio, vapor dágua, dióxido de carbono etc. têm maior habilidade em absorver (ou emitir) radiação que os gases de estrutura molecular simétrica como o nitrogénio e o oxigénio; (d) dispersão causada por partícula de poeira. O montante da radiação celeste varia com a hora do dia, o tempo, a cobertura de nuvens e a parte do céu de onde é recebida. A radiação celeste não pode, entretanto, ser atribuída a uma direção específica, pois trata-se de várias radiações dispersas. O guia A.S.H.R.A.E. estabelece equações para avaliar o total de radiação recebida do céu pela superfície da Terra. A quantidade recebida depende das variações sazonais da constante de umidade, da distância Sol-Terra, da variação angular com as vizinhanças e das superfícies refletoras mais relevantes. O guia inglês LH.V.E., por outro lado, estabelece valores para o céu limpo, somente. A Tabela 1.9 éxpressa a intensidade de radiação celeste recebida por superfícies horizontais e verticais em W 1m 2, para as várias altitudes do Sol, em função do ângulo de azimute solar da parede (orientação do Sol). A passagem do Sol pelo meridiano do local, ou seja, o ponto mais alto do Sol (zênite) se dá ao meio-dia, hora em que a radiação disponível é máxima para a dispersão, em determinado local e época do ano Definições Elevação do Sol (a)- É o ângulo que o raio direto do Sol faz com a horizontal em um determinado local da superfície da Terra (veja Fig. 1.47). Para uma mesma data e hora, a elevação do Sol é diferente para diferentes localidades. a (Ângulo de elevação solar) >7.<;m;.,.f,.,Jk<>;..,i!<Z!<Z!<Z<"~<"~<- Superfície horizontal da Terra fig Ângulo da altitude solar. Azimute solar (AZ)- É o ângulo que a componente horizontal dos raios solares faz com a linha Norte-Sul verdadeira, passando pelo local. É o mesmo ângulo que a sombra de uma haste vertical faz com a linha Norte Sul. Ao meio-dia o azimute solar é nulo ou 180 (Fig. 1.48). O azimute solar pode ser computado do lado oeste ou leste da linha Norte-Sul, dependendo da posição do Sol antes ou depois do meio-dia. Para os locais situados fora dos trópicos de Capricórnio e de Câncer, no hemisfério norte a sombra sempre aponta para o norte e no hemisfério sul a sombra aponta para o sul, ao meio-dia. Para alguns locais situados dentro dos trópicos (zona tórrida), ou seja, entre as latitudes +23 y;_o e -23 y;_o, no hemisfério sul a sombra apontará ao meio-dia para o norte entre 21 de setembro e 21 de março (primaveraverão) e apontará para o sul, também ao meio-dia entre 21 de março e 21 de setembro (outono-inverno).* No hemisfério norte será o oposto. *Quando a declinação do Sol for igual à latitude do lugar, ao meio-dia, a sombra de uma haste vertical se reduzirá a um ponto. Quando a declinação do Sol for maior que a latitude local a sombra apontará para o norte (ao meio-dia).

71 60 NTRODUÇÃO Somente nos dias 21 de março e 21 de setembro, quando o Sol cruza o equador celeste (equinócios), o dia tem a mesma duração que a noite e a altitude do Sol (ângulo a) é a mesma nos dois hemisférios, para locais com mesma latitude (L). Azimute solar da parede (n)- É o ângulo que a componente horizontal dos raios solares faz com a direção normal à parede. Esse ângulo pode variar de ao (parede perpendicular à componente horizontal H) até 90 (parede paralela a H) (Fig. 1.49). Quando n > 90 a parede está na sombra e o ângulo n não tem significado. N _, ~.,.,~ ii&. s n = azimute solar da parede; i= ângulo de inclinação da parede em relação à linha N-8; H= componente horizontal do raio solar. Fig Ângulo solar da parede. Latitude (L)- Latitude de um lugar na superfície da Terra é seu deslocamento angular acima ou abaixo do plano do equador, medido a partir do centro da Terra. Para o caso do Brasil, quase todas as suas localidades estão situadas no hemisfério sul, por isso as latitudes são denominadas "sul". Para o caso do Rio de Janeiro, por exemplo, a latitude aproximada é L = Sul ou negativo (- zzo 54). A latitude das localidades sobre a linha do equador é igual a zero; a latitude nos pólos é de 90 (Fig. 1.50). Longitude (LG)- É o deslocamento angular contado sobre a linha do equador, entre o meridiano de Greenwich (tomado como linha zero) e o meridiano do local, ou seja, o plano que passa pelos pólos e pela localidade (Fig. 1.51). As longitudes são medidas a partir de Greenwich no sentido leste (positivo) ou oeste (negativo), variando de O a 180. Para o Rio de Janeiro (Observatório Nacional) a longitude é de 30 52W ou (2h 52m 53s oeste). t i.. =...._...,..._...-~--

72 NTRODUÇÃO 61 N L = lamude (no ponto Pé sul ou negativa); o = centro da Terra. Eixo da Terra -l Fig Definição de latitude. No caso do Brasil, todas as localidades são de longitude oeste. Declinação (á)- É o deslocamento angular do Sol em relação ao plano do equador. Como o eixo de rotação da Terra é inclinado de 23.W em relação ao plano da sua trajetória em tomo do Sol, a declinação ao longo do ano varia de +23~ o (quando o Sol está ao norte, sobre o trópico de Câncer ou solstício de inverno para o hemisfério sul) até (quando o Sol está ao sul, sobre o trópico de Capricórnio ou solstício de verão) (Fig. 1.52). Nos equinócios (dias 21 de março e 21 de setembro), d =O. Tempo solar (T)-É o tempo em horas, antes e depois do meio-dia; meio-dia é o ponto mais alto atingido pelo Sol no céu, Ou seja, a passagem do Sol pelo meridiano local (zênite). Ângulo horário (h)- É o deslocamento angular do Sol a partir do meio-dia h ~ Cada hora corresponde a um ângulo horário de X T ~ 15 T ); N".. /Meridiano de Greenwich (0 ) E S Fig Definição de longitude. Na Fig vemos as situações da Terra em sua trajetória em tomo do Sol, nas quais as declinações do Sol são máximas (solstícios).

73 62 NTRODUÇÃO Eixo de rotação Fig Declinação máxima do Sol (solstício de verão e solstício de inverno). Na Fig vemos as situações da Terra em tomo do Sol ao longo de todo o ano. lnfoio do verão para o hemisfério sul Primavera 21 de dezembro 21 de setembro 21 de março 21 de junho Outono Fig Situações da Terra nos solstícios e equinócios. nício do nverno para o hemisfério sul Fazendo um corte nas situações em 21 de junho e 21 de dezembro (solstícios), temos a Fig Trópico de Câncer Latitude 23 1/2 N Eqo~o:_ ~~, Trópico de Capricórnio Latitude231/2 s 21 de dezembro Fig Situações da Terra nos solsticios. 21 de junho ,. w_,.....,,_,..,,~~~-

74 NTRODUÇÃO :::=::= :::: Para o hemisfério sul, em 21 de junho temos o início do inverno e em 21 de dezembro o início do verão. Agora, fazendo um corte nas situações da Terra em 21 de março e 21 de setembro (equinócios), temos a Fig Equador N s 21 de março N s 21 de setembro Equador Fig Situações da Terra nos equinôdos. Para o hemisfério sul, em 21 de março temos o início do outono e em 21 de setembro o início da primavera. Nessas datas, para 3.s localidades situadas na linha do equador, ao meio-dia o Sol estará na vertical, ou seja, não haverá sombra. Nesses dois dias (21 de março e 21 de setembro) a declinação do Sol será zero.* O Sol também estará na vertical ao meio-dia, quando a sua declinação for igual à latitude do lugar, o que só ocorrerá nos países tropicais (dentro da zona tórrida) Determinação da elevação do Sol (a) Vamos considerar duas situações: l.a) elevação do Sol ao meio-dia; 2.a) elevação em uma hora qualquer. Para a l.a situação e admitindo uma localização no Brasil (latitude sul), temos a Fig. 1.56, onde se pode deduzir a elevação do Sol ao meio-dia nos solstícios e equinócios onde: a = elevação solar (ângulo entre o raio solar e o horizonte); L = latitude local (ângulo medido, no centro da Terra, entre a vertical do lugar e o equador); d = declinação do Sol (ângulo entre o raio solar e o equador). Exemplo 1.26: Calcular a máxima e a mínima elevação solar para o Rio de Janeiro, cuja latitude sul é de 22 30, ao meio-dia. *Nesses dias o nascimento do Sol será exatamente no leste e o ocaso no oeste, o dia será de mesma duração que a noite e o Sol, para o observador situado na linha do equador, estará no equador celeste. _j_

75 64 lmrodução ----~ ~ ~~:-:o) ~---~}~\~~}}: Equinócio Solstício de inverno Solstício da varão Fig Ângulo de elevação solar, ao meio-dia, nos solstícios e equinócios (a). Solução: Máxima: a = 90 + ( ) = 91 o (solstício de verão). Mínima: a = 90- ( ) = 44 (solstício de inverno). Observação: Quando d = L, ou seja, a declinação igual à latitude, a = 90 (meio-dia). A latitude do Rio de Janeiro é de 22 54, mas para facilidade tomou-se como de Para a 2. 3 situação, ou seja, para qualquer hora, a demonstração conduzirá à expressão não mostrada na figura: (1.23) Exemplo 1.27: Calcular para o Rio de Janeiro a altitude do Sol para o dia 21 de dezembro às 14 horas (2 horas depois de meio-dia). Solução: *Veja Bibliografia, ref. 2; Eq. (6).

76 ~---~-~---~ NTRoDUÇÃO 65 sena= sen X sen cos X cos X cos 30 = sena ~ 0,398 X 0, ,917 X 0,923 X 0,866 ~ 0,885 a=62 l5. Aplicando a mesma expressão geral, para o Sol ao meio-dia, temos h = O, resultando: sena~ 1, ou seja, a = 90 (Sol na vertical) Determinação do azimute do Sol A expressão do cálculo do azimute envolve considerações geométricas em três dimensões, por isso não foi deduzida. A sua expressão geral é (1.24) O azimute da sol ao meio-dia é zero, o que pode ser visto aplicando-se a Eq. (1.24). Exemplo 1.28: Calcular o azimute do Sol para o Rio de Janeiro, no dia 21 de junho, às 5 horas da tarde, utilizando-se a Eq. (1.24). Solução: Para o Rio de Janeiro temos: L= ; d = ; h= 75. Aplicando a Eq. (1.24), temos: tanaz~ sen ~~~-~-~~ sen cos 75 - cos 2r 30 tan AZo= 62 W do Sul. 0,965 ~ 1,945-0,382 X 0,25-0,923 X 0,434 Exemplo 1.29: Para o mesmo exemplo anterior, porém às 6 horas da tarde, queremos saber o azimute. Soluçiio: aplicando a Eq. (1.24) AZo= 68 W do Sul. tan AZ ~ -----~~ ~ 2, ,923 X 0, ntensidade da radiação direta "" sobre uma superfície W/m caso: A componente da radiação direta e incidente a uma superfície horizontal/h (Fig. 1.57). Pela figura deduz-se facilmente que: h=lsena (1.25)

77 66 NTRODlÇ CACo 1.= /sana, Fig Componente da radiaçdo direta normal a uma superfide hortzontal caso: A componente da radiação direta e incidente a uma superfície vertical/" (Fig. 1.58). Esse caso é uma complementação do anterior; neste consideramos a componente cosa, incidente na super~ fície vertical!legundo um ângulo "n" com a normal à parede. Resulta: lv = cosa cos n (1.26) Exemplo 1.30: Calcular a intensidade da radiação direta: (a) sobre uma superfície horizontal; (h) sobre uma superfície vertical voltada para o sudoeste, com os seguintes dados: altitude do Sol igual a 35 e azimute solar igual a 657í 0 W do Sul. Solução: (Veja Fig ) Pela Tabela 1.9, temos: = 450 W/m 2 (a)!h= /seu~ =sen~so ~ 0,573 ~ 0,573 X 450 ~ 258,1 W/m. (b),.=cosacosn, lcos a a-/... ~~;- 1r Fig Componente da radiação direta normal a uma superfície vertical.... A4h-!l!f Ui i"" ~--~--

78 NTRODUÇÃO ==c= ::c_ N w L SW-Normal a= 35 n = 65 1/2-45" = 20 1/2" s Fig Exemplo = cos 35 c os 20 Y2 o = 0,819 X 0, = 580 W /m 2 (por interpolação para n = 20 J1 o) ~ 0,766 ~ 0,766 X 580 ~ 444,9 Wlm caso: A componente da radiação direta é nonnal a uma superfície inclinada (1 8 ) com a horizontal. Na Fig vemos o corte da presente situação, na qual azimute solar da parede é n. Se a parede fossp vertical, a componente nonnal à parede seria: cos a cos n; o raio seria o vetor soma: sen a+cosacosn. Mas como a parede é inclinada do ângulo 8, o raio será a soma das componentes: sena cos 8 e cosa cos n sen 8 ~= sena cos 8 ± cosa cos n sen 8. Normal à superfície /oosacosnsenõ Horizontal Fig Componente da radiaçõ.o direta normal a uma superfície indinada do dngulo fj.

79 68 NTRODUÇÃO -~------~ O sinal negativo aplica-se quando o raio incidente faz ângulo maior que 90 com a horizontal (à direita da figura). Essa equação transforma-se na anterior quando 8 = O, ou seja, para superfície horizontal: e na superfície vertical quando 8 = 90, ou seja: h=sena v=cosacosn. Exemplo 1.31: Calcular a componente da radiação solar direta, normalmente incidente sobre uma superfície que faz um ângulo de 45 com a horizontal e que está voltada para SW, sendo a altitude solar de 35 e azimute solar de A superfície inclinada está voltada para o Sol. Solução: Temos os seguintes ângulos: a= 35, n = 2012, 8 = 45, então: 8 = sen 35 cos 45 + cos 35 cos 20 12o sen 45,~ X 0,573 X 0,707 + X 0,819 X 0,936 X 0,707,~ 0,947. Pela Tabela 1.9 e fazendo a interpolação, temos: = 580 W 1m 2, então: ~ 0,947 X 580 ~ 549 Wlm Tabela 1.91ntensidade da Radiação Solar Direta com Céu Claro até 300m do Nível do Mar em Wlm 2 * nclinação e Elevação do Sol (tlngulo a em graus) Orientação du Superfície " 40" " ~ Nomtal ao Sol b ~ Tcto horizontal l c ~ Parede vertical: OrientaÇão do Solem grau O (ângulo de azimute solar da parede) D los !lO!lO ll A intensidade solar direta e normal UvN) também pode ser obtida através da fórmula indicada pelo A.S.H.R.A.E. que pode ser transformada em tabela. A vn = --c"---w m 2 ** exp (B) sena (L27) *VejJ Bibhografia, ref. 16; Tabela 7.1 e Tabela Veja Bibliografia, ref_ 2; Eq. (6).

80 NTRODUÇÃO 69 onde: A e B são dadas na Tabela Tabela 1.10 Correrões Percentuais da Tabela 1,9 para Altitudes Locais Maiores que 300m* Altitude do Sol (ângulo a em graus) Altitude acima do Nível domar w " 40 so m L500m m m *Veja Biblio>.Tafia, rel.l6; Tabela 7.1 e Tahela 7.2. Os valores de A eb variam durante o ano de acordo com as quantidades de poeira e vapor dágua contidas na atmosfera e pela vclriação da distância Sol-Terra. A Tabela 1.11 foi obtida através de pesquisas indicadas na referência. Como não dispomos de tabelas equivalentes para o hemisfério sul, foram extraidos os valores relativos a 24 de latitude norte e adaptados para o hemisfério sul na latitude aproximada do Rio de Janeiro e São Paulo. Para atmosfera muito clara e limpa, os valores da Tabela 1.11 podem ser aumentados em 15%. Para o cálculo do ângulo horário (h) o A.S.H.R.A.E. apresenta uma fórmula mais elaborada que a anterior: onde: TAS~ TSL + ET + 4 (MSL - LL) TAS = tempo aparellte solar; TSL = tempo standard local; ET = equação do teinpo, em minutos; MSL = meridiano smndard local (Greenwich é zero grau); LL = longitude local em graus de arco; 4 = minutos relativos a 1 de rotação da Terra. A Tabela 1.11, extraída da referida fonte e adaptada para o caso do Brasil, fornece os dados para a determinação de TAS, ou seja, o mesmo "h" para o cálculo da altitude e do azimute. Tabela 1.11 ntensidade de Radiarão Solar Extraterrestre em W/m 1 e Relativos ao 21. Dia de cada M2s- Ano-Base 1964*. Equação do Declinação A B c Wlm 1 Tempo-min em Graus W!m 1 (sem dimensão) JAN ,2-20, ,142 0,058 FEV ,4-12, ,144 0,060 MAR ,5 0, ,156 0,071 ABR ,4 10, ,180 0,097 MAl ,8 19, ,196 0,121 JUN ,6 23, ,205 0,134 JUL ,2 20, ,207 0,136 AGO ,9 10, ,201 0,122 SET ,5 0, ,177 0,092 OUT ,1-11, ,160 0,073 NOV ,3-20, ,149 0,063 DEZ ,4-23, ,142 0,057 Veja Bibliografia, rcf. 2; Eq. (6).

81 70 NT:OO<OOU:ÇÃ":O_~~~- Exemplo 1.32: Achar a elevação solare o azimute para o Rio de JaneiTo, às 11 h 30 min do dia 21 de outubro; longitude local é 30,5 W; declinação -11,6 graus; latitude min (Sul). Solução: O tempo local será (0-30,5) = 11 h 30 min - 2 h 2 min = 0,928. Pela Tabela 1.11 mais 1,1 ou TAS= 0,929, o que representa 151 min antes do meio~dia. A hora em graus antes do meio-dia será: H~ X 151 = 0,25 X 151 = 37,75 graus Aplicando a fórmula da elevação [Eq. (1.23)], temos: sena= sendsenl + cosdcoslcosh; sena= sen 11,6 X sen 22,5 + cos 11,6 cos 22,5 cos 37,75; sena= 0,07 + 0,713 = 0,783, ou seja, a= 51,6. Para o azimute, temos: sen H sen 37,75 tan AZ ~ ---=~--~ ~ --::::-o----c~~"-"-:cc-;--:-:-:- ~ 5,1 sen L cos H- cos L tan d sen 22,5 cos 37,75- cos 22,5 tan 11, Radiação solar total recebida na superffcie da Terra (J É a soma de três parcelas: -radiação solar d9eta; -radiação celestedifusa ld; -radiação solar rtffletida das superfícies vizinhas.. A intensidade da componente direta é o produto da irradiação normal direta e o co-seno do ângulo de incidência ()entre o raio incidente e a normal à superfície: (1.28) Na Fig vemos os ângulos solares para superfícies horizontal e vertical. A posição do Sol no céu em relação à Terra é perfeitamente definida pelo seu ângulo de altitude a e pelo azimute AZ, medido em relação ao sul. Esses ângulos dependem da latitude local L, da declinação do Sol d, que é função do dia do ano. O guia A.S.H.R.A.E. indica para as parcelas d +,. a equação: onde: d +, = CF, + pi (C + sena) F 8 (1.29) C= constante adimensional variando ao longo do ano (Tabela 1.9); p = coeficiente de reflexão dependente do tipo de superfície; F, e Fg são fatores que variam com a natureza do solo: F 8 = 0,5 (1- cosõ) F,=1-Fg; (1.30) (1.31) *Veja Bibliografia, ref. 2.

82 NTRODUÇÃO 71 Unha Sol--Terra v ~ w Superfície vertical N Superffcle nclinada H Superfície horizontal s L a = elevação solar; Az = azimute solar do Sol; o = ângulo da incidência com a normal à superffcia vertical; n = azimute solar da parede. Fig Ângulos solares em relação a superfícies horizontal, vertical e inclinada. para qualquer supwfície externa (visível do alto) p = O, 1 para o asf~to escuro; p = O, 7 para a pedra branca ou concreto; p = 0,2 para grama ou terra. Exemplo 1.33: Para o mês de fevereiro e uma elevação solar de soo, calcular a radiação difusa e refletida (ld + 1,) nor~ malmente incidente numa superfície vertical, para uma região ao nível do mar e circundada por terrenos de grama. Solução: Pela Tabela 1.9, para a = soo e uma superfície normal ao Sol, temos: Pela Tabela 1.11, temos C= 0,060 (fevereiro). Pelas Eqs. (1.30) e (1.31), temos: Aplicando a Eq. (1.29) temos: ~ 860W/m F, ~ 0,5(1 - cos 90) ~ 0,5 e F, ~ - 0,5 ~ 0,5., +, ~ 0,06 X 860 X 0,5 + 0,2 X 860 (0,060 + sen 50) X 0,5 ~ 96,8 Wim. Obs.: Essa parcela deve ser somada à intensidade de radiação direta para se ter total.

83 ~ i 72 NTRODUÇA,oo Temperatura do vidro suposta unifonne = t, S= /~i Calor absorvido e transmitido por convecção ao recinto = {1,- t,)h., t, Calor absorvido e refletido por convecção = (t,-t,) h,., Calor absorvido pelo vidro = a:/8,, Calor transmi~do ao recinto -r/ 0 = -r/ COS 1 0 = temperatura externa; t, = temperatura do vidro; t, = temperatura do recinto; 15 =componente normal ao vidra; i= ângulo de incidência; h,= coeficiente do filme do ar exterior, h~ = coeficiente do filme do ar nterior. Fig, 1.62 Transmissão de calor através de vidros Transmissão da radiação solar através dos vidros A energia radiante oriunda do Sol incidente em uma superfície transparente subdivide-se em três partes (veja Fig. 1.62): calor que é absorvido pelo vidro e refletido ao exterior por convecção de acordo com as temperaturas externas! 0 e do vidro lv; calor que é absorvido pelo vidro, supondo sua temperatura tv uniforme; calor que é absorvido pelo vidro e transmitido ao interior por convecção, de acordo com as temperaturas do vidro tv e do interior t,. Na Tabela 1.12 temos os coeficientes para vidros comuns e vidros especiais com diversos componentes para melhores isolamentos. Pela Fig. 1.62, temos o seguinte balanço térmico: a X 18 = (tv - t 0 ) h, 0 + (tv - tr) h,; (1.32) ou seja, o calor que é absorvido pelo vidro é transmitido por convecção para o exterior e para o interior. Os valores da condutância superficial (filmes do ar exterior e do ar interior) dependem da velocidade do vento e, para 2 m/s (máximo), podem ser considerados: h."= 15 W/m 2 C h,;= 10 W/m 2 0 C. Na Tabela 1.13 temos os coeficientes de transmissão e absorção para os diferentes ângulos de incidência. Observe-se que quando o raio de incidência é normal à superfície, o ângulo i = O e os coeficientes são máximos.

84 NTRODUÇÃO 73 Tabela 1.12 Coeficientes de Transmissão TérTnica para Vidros e Similares Vidros e Similares Coeficiente de Absorção (a) Coeficiente de Reflexão Coeficiente de Transmissão (y) 4 mm de vidro claro 6 mm de vidro (placa) 6 mm de vidro (absorvedor de calor) 6 mm de vidro (laminado em prata) Veneziauas com defletores de 45 (placas) 0,08 0,14 0,40 0,45 0,37 0,08 0,08 0,06 0,41 0,51 0,84 0,80 0,54 0,14 0,12 Tabela 1.13 Coeficientes de Transmissão e Absorção através de Vidros* Angulo de ncidência (i) Trausmissividade Absorvidade O 0,87 0,05 2Q> 0,87 0,05 4o> 0,86 0,06 50" 0,84 0,06 6o> 0,79 0, ,67 0,06 80" 90" 0,42 0,06 o Nora: Pam nkliação imli{eta, na falla de oulra informação: Tmnsmissividade = ll,79 Absorvidade = 0,06. Vej" Bibliografia, ref. 16. Exemplo 1.34: O raio de Sol incidente faz um ângulo de 60 com a superfície de vidro e a intensidade é de 600 W 1m 2 A temperatura do exterior é de 32 C e do interior 22. Calcular a temperatura do vidro t.,, se utilizannos janela com vidro de 4 mm de placa de vidro claro. Solução: Aplica-se a Eq. (1.32) e os coeficientes da Tabela ot ~ 0,08. Substituindo os valores temos: J{j = cosi= 600 X cos 60 = 300 W/m X 0,08 ~ (t, - 32) X 15 + (t, - 22) X ~ 15 t, t, t, ~ 724 t., = 28,9 C. Se não houvesse absorção do vidro, a temperatura do vidro seria: 0 ~ (t,- 32) X 15 + (t,- 22) X 10 ou t, ~ 28 C O calor introduzido seria: (28-22) X 10 ~ 60 Wlm ou seja, 10% do calor incidente. EXERCÍCOS PROPOSTOS 1. O vácuo medido no evaporador de um sistema de refrigeração é de 500 mm de mercúrio. Detenninar a pressão absoluta, em pascais, para a pressão atmosférica normal (760 mm de Hg). 2. Expressar o resultado do Exercício 1, em atmosferas.

85 li 74 NTRODUÇÃO 3. Um bloco de alumínio de 200 g é retirado de um forno e colocado dentro de um recipiente de g de chumbo contendo em seu interior 400 g de água na temperatura inicial de 20 C. A temperatura final do conjunto passa a ser 30 C. Qual a temperatura do fomo? 4. A parede externa de uma sala é composta das seguintes placas: 15 cm de concreto, 10 cm de madeira e 20 cm de cortiça. A temperatura do ar exterior é de 34 C e no interior é de zsoc. Calcular o fluxo de calor por m 2 de superfície de parede em kcallh. 5. Em um ambiente com ar condicionado desejamos que o fluxo máximo de calor seja de 10 kcal!h por m 2, do exterior a 34 C para o interior a 25 C. Se a parede for construída com espessura de concreto de 15 cm, revestida por 10 cm de madeira, que espessura deverá ter a camada interior de cortiça? 6. No Exemplo 1.6 vamos imaginar que as duas placas metálicas sejam de alumínio e de cobre, soldadas de acordo com a Fig. 1.12a, ou seja, em série. Supondo as placas quadradas de 20 cm de lado e a espessura de 5 cm, calcular o fluxo de calor em kcallh. 7. Se, no exemplo anterior, as placas estiverem soldadas em paralelo, de acordo com a Fig. 1.12h, qual será o fluxo de calor? 8. Uma máquina de Carnot recebe kcal de calor de uma fonte à temperatura de 800 C e descarrega na fonte fria na temperatura de 100 C. Calcular: (a) a eficiência térmica~ (h) o trabalho fornecido; (c) o calor descarregado. 9. Se, no exemplo anterior, a fonte de calor fornecesse esse trabalho em 20 minutos, qual seria a potência em kw? 10. Num ciclo reverso de Carnot, a máquina recebe calor a ooc e descarrega a 45 C. A potência de entrada é de 5 kw. Calcular: (a) a eficiência térmica; (b) o efeito de. aquecimento; (c) o efeito re?jgerante. 11. Dez quilogramas de ar à pressão de 20 kpa e à temperatura de 50 C são submetidos a uma série de processos desconhecidos até alcançar a temperatura de 200 C, à pressão constante. Determinar a variação de entropia. 12. Em um recinto com ar condicionado, temos a temperatura de bulbo seco de 26 C e a temperatura de bulbo úmido de l6 C. Pedem-se (uso da carta psicrométrica): (a) umidade relativa; (h) umidade específica; (c) entalpia; (d) volume específico; (e) grau de saturação. 13. Um ar na temperatura de 10 C e umidade relativa de 65% é aquecido por uma resistência elétrica até a temperatura de 40 C. Calcular, usando a carta psicrométrica, a umidade relativa no final do aquecimento. 14. Num ambiente com ar condicionado a temperatura do bulbo seco deve ser mantida a 25 C e a umidade relativa a 50%. Calcular a temperatura do BS em que o ar deixa as serpentinas do evaporador, supondo-o saturado e usando a carta psicrométrica. 15. Em uma instalação de ar condicionado, temos as seguintes condições: -internas: BS = 24 CeBU= 19 C; -externas: BS = 32 C e BU = 26 C.

86 NTRODUÇÃO 75 ~ :_:c==- :_:: A percentagem do ar exterior é de 10% do total. Calcular as temperaturas BS e BUda mistura. 16. Determinar a capacidade do equipamento de refrigeração em TR, supondo que o ar, ao transpor o evaporador, teve uma queda de entalpia de 32,5 kcal/kg e a vazão de ar é de 350m 3 /h. 17. Calcular a vazão necessária de ar em m 3 /h para que o equipamento de refrigeração elimine a carga térmica de calor sensível de kcal/h para um diferencial de temperatura no evaporador de 10 C. 18. Calcular a capacidade de um condensador de um equipamento de ar condicionado que recebe a água da torre em 29 C e descarrega em 34,5 C e a vazão de água é de 20 Vminuto. 19. A temperatura da água ao entrar em uma torre de resfriamento é de 38 C e ao sair 29 C. O ar entra na torre nas temperaturas BS = 35 C e BU = 25 C. Calcular o rendimento da torre. 20. Calcular a vazão de ar necessária, supondo-se que o ar deixa a torre na temperatura de 39 C, saturado, e a vazão de água é de 20 l/minuto. 21. Determinar a.altitude do Sol ao meio-dia, para uma localidade no Brasil, onde a latitude é de 15 Sul, no dia 21 de março: 22. Determinar a altitude do Sol, às 17 horas, no dia 21 de dezembro para um local cuja latitude é de 30 Sul. 23. Para um local cuja latitude é zero, calcular o azimute solar, às 15 horas, no dia 21 de janeiro. 24. Achar o tempo aparente solar (TAS) para um local às 8 horas, onde a longitude oeste é de 35 no dia 21 de maio. Achar também a hora em graus. 25. Um raio solar incide sobre uma janela de vidro com ângulo de 40. Sua intensidade é de 800 W/m 2 Calcular a sua transmissão para o interior do recinto, usando os coeficientes da Tabela 1.13.

87 O s seguintes dados são indispensáveis ao projeto de instalação de ar condicionado: plantas de arquitetura, cortes, vistas. número de ocupantes do recinto, posição do Sol em face do prédio, fim a que se destina a instalação (conforto, equipamento, industrial etc.), local para a casa de máquinas, tipo de insuflamento e retorno, fontes de calor no recinto, iluminação, regime de ocupação, prédios vizinhos, coordenadas geográficas do local, cores de paredes, telhados, janelas etc. Em seguida, deverão ser fixados: temperatura, umidade relativa, temperatura dos bulbos seco e úmido, ponto de orvalho para o ar exterior e interior. 2.1 Condições de Conforto O ábaco de conforto para verão c inverno apresentado na Fig. 2.1 dá uma indicação das temperaturas e umidades relativas Para o projeto. Esse ábaco foi obtido após ensaios feitos com pessoas vestidas com roupa comum e submetidas a várias condições de temperatura, umidade relativa e movimento do ar, anotando-se as reações em face das diversas condiçües. Com o uso fixou-se a temperatura efetiva- um índice arbitrário que se aplica ao corpo humano e diz respeito ao grau de calor ou de frio experimentado em certas combinações das grandezas citadas. A temperatura efetiva é sempre menor do que a lida no termômetro de bulbo seco; somente na umidade de 100% (ar saturado) é que são iguais. Pelo ábaco do conforto, verifica-se que 98% das pessoas sentiram maior conforto no verão com a temperatura efetiva de 71 F, e que 97% das pessoas no inverno sentiram maior conforto com 66 F, ambas com umidades relativas entre 70 e 30% e movimento de ar ou turbulência entre 15 e 25 pés por minuto (4,5 a 7,5 m/min). Em sistemas de ar condicionado para o conforto de pessoas, deve-se levar em conta o tempo de permanência no recinto. Assim, a Tabela 2.1 dá uma indicação para as temperaturas e umidades relativa.~ em função da permanência. Tabelo 2 Temperatura~ e Umidades Relativa.ç em Função da Permanência - Temperatura Temperatura Umidade Relativa Permanêncid Efetíva of de Bulbo Seco F % Mab Je 3 horas 73 (22,7 C) 78 (25,SOC) 55 Entre 4.1 mmutos e 3 horas 74 (23YCl 80 (26,6 C) 50 Menos de 40 minutoó 75 (23,8 C) 82 (27,rC) 45 O objetivo dessa temperatura é evitar o choque térmico que se verifica à entrada ou saída de um recinto com ar condicionado. As temperaturas dos bulbos seco e úmido das principais cidades brasileiras são dadas na Tabela 2.2. As condições de conforto para verão são dadas pela Tabela 2.4 (NBR-6401), para indivíduos em repouso ou em atividade moderada. As condições de conforto para inverno são dadas pela Tabela 2.5 (NBR-6401). 2.2 Requisitos Exigidos para o Conforto Ambiental As diferenças de temperatura de bulbo seco simultâneas entre dois pontos quaisquer de um recinto e tomadas à altura de 1.5 m do piso (nível de respiração) não devem ser superiores a zoe...

88 DADOS PARA o PROJETO 77.! li i: 1:!J Temperatura do bulbo seco em graus Fahrenheit " Zona de conforto médio no inverno Linha de conforto ideal no nverno Zona de conforto médio no verão Linha de conforto ideal no verão Fig. 2.1 Ábaco de conforto para verão e inverno.

89 78 DADOS PARA O PROJETO Tabela 2 2 Condições Externas Recomendadtn para Verão ( 0 C) Cidades TBS TBU Temperatura Máxima 1. Região Norte Macapá(AP) 34 28,5 34,7 Manaus (AM) 35 29,0 36,9 Santarém (PA) 35 28,5 37,3 Belém (PA) 33 27,0 34,9 2. Região Nordeste João Pessoa (PB) 32 26,0 - São Luís (MA) 33 28,0 33,9 Parnaíba (PD 34 28,0 35,2 Teresina (P) 38 28,0 4D,3 Fortaleza (CE) 32 26,0 32,4 Natal (RN) 32 27,0 32,7 Recife (PE) 32 26,0 32,6 Petrolina (PE) 36 25,5 38,4 Maceió (AL) 33 27,0 35,0 Salvador {BA) 32 26,0 33,6 Aracaju (SE) 32 26,0-3. Região Sudeste Vitória (ES) 33 28,0 36,1 Belo Horizonte (MG) 32 24,0 35~ Uberlândia (MO) 33 23,5 37,6 Rio de Janeiro (RJ) 35 26,5 39,4 São Paulo (SP) 31 24,0 34,9 Santos (SP) 33 27,0 37,7 Campinas (SP) 33 24,0 37,4 Pirassununga (SP) 33 24,0 37,8 4. Região Cfntro-Oeste Brasília (DF) 32 23,5 34,8 Goiânia (GO) 33 26,0 37,3 Cuiabá (MT) 36 27,0 39,0 Campo Graqde (MS) 34 25,0 37,0 Ponta-Porã (MS) 32 26,0 35,8 5. Região Sul Curitiba (PR) 30 23,5 33,3 Londrina (PR) 3l 23,5 34,0 Foz de guaçu (PR) 34 27,0 38,0 Aorianópolis (SC) 32 26,0 36,0 Joinville (SC) 32 26,0 36,0 Blumenau {SC) 32 26,0 36,0 Porto Alegre (RS) 34 26,0 39,0 Santa Maria (RS) 35 25,5 40,0 Rio Grande (RS) 30 24,5 - Pelotas (RS) 32 25,5 - Caxias do Sul (RS) 29 22,0 - Uruguaiana (RS) 34 25,5 - Fonu: TabolaF> clmmtolog!cas da D~rctona de Rotas Aéreas do MmlSténo da Aeronáullca.

90 DADOS PARA O PROJETO 79 Tabela 2.3 Condições Externas Recoméndadas para nverno Cidades Aracaju (SE) Belém (PA) Belo Horizonte (MG) Blumenau (SC) Boa Vista (RR) Brasília (DF) Caxias do Sul (RS) Cuiabá(MT) Curitiba (PR) Aorianópolis (SC) Fortaleza (CE) Goiânia (GO) João Pessoa (PB) Joinville (SC) Macapá (AP) Maceió (AL) Manaus (AM) Natal (RN) Pe lotas (RS) Porto Alegre (RS) Porto Velho (RO) Recife (PE) Rio Branco (AC) Rio de Janeiro (RJ) Rio Grande (RS) Salvador (BA) Santa Maria (RS) São Luís (MA) São Paulo (SP) Teresina (P) Uruguaiana (RS) Vitória (ES) TBSCC) lo lo 21 l3 o l5 5 lo 2l lo 20 lo !9 5 8 l5 20 l lo Umidade Relativa(%) Tabela 2 4 Condições de Conforto para Verão Recomendável MáJ.:ima Finalidade Local TBS ( 0 C) UR(%) Residências Conforto Hotéis 23 a25 40a60 Escritórios Escolas TBS ( C) 26,5 UR(%) 65 Lojas de curto tempo de ocupação Bancos Barbearias Cabeleireiros Lojas 24a a60 Magazines Supermercados Teatros Auditórios Ambientes Templos com grandes Cinemas cargas de calor Bares 24a26 40a65 latente e/ou Lanchonetes sensível Restaurantes Bibliotecas Estúdios de TV ~~ ~~---,-, ~-

91 80 DADOS PARA O PROJETO Tabela 2,4 Condições de Conforto para Verão (Cont.) Recomendável Máxima Finalidade Local TBS ( C) UR(%) TBS ( 0 C) UR(%) Locais de reuniões com movimento Ambientes de arte Acesso Çondiçõe constantes para u ano inteiro. TBS =Temperatura de bulbo seco ("C)_ UR = Umidade relativa(%). Boates Salões de 24a26 40 a65 baile Depósitos de livros, manuscritos, obras 21 a 23* 40 a 50* raras Museus e galerias 21 a 23* 50 a 55* de arte Halls de elevadores Tabela 2.5 Condições de Conforto para nverno TBS ("C) UR(%) As velocidades.do ar nesse mesmo nível (1,5 m do piso) devem estar compreendidas entre 1,5 e 15 m/s. O ar introduzido no recinto deve ser totalmente filtrado e parcialmente renovado. Os níveis de ruído não devem ser superiores aos dados na Tabela 2.6 (NBR-6401), em função da finalidade da instalação Sistemas de Ar Condicionado Basicamente existem dois sistemas de ar condicionado: de expansão ou evaporação direta (Figs. 2.2 e 2.3), quando o condicionador recebe diretamente do recinto ou através de dutos a carga de ar frio ou quente. de expansão indireta (Fig. 2.4), quando o condicionador utiliza um meio intennediário (água ou salmoura) para retirar a carga térmica que é transmitida pelo ar frio ou quente. Cada um dos dois sistemas citados tem a sua aplicação específica: o de expansão direta, para instalações pequenas e médias; e o de expansão indireta, para grandes instalações. 2.4 Tipos de Condensação Nos equipamentos de refrigeração, há dois trocadores de calor: evaporador e condensador. Como vimos no capítulo sobre refrigeração mecânica, no ciclo de refrigeração, o fluido refrigerante, ao passar, no condensador, do estado de gás em alta pressão a líquido em alta pressão, necessita de um meio ao qual

92 ! i DAOOS PARA O PROJEO 81 Residências Finalidade do Local Tabela 2.6 Níveis de Ruú/o de ulna nstalação dba NC Casas particulares (zonas rural e suburbana) Casas particulares (zona urbana) Apartamentos Hotéis Quartos individuais Salões de baile ou banquetes Corredores Garagens Cozinhas e lavanderias Escritórios Diretoria Sala de reuhiões Gerência Sala de recepção Escritórios em geral Corredores Sala de computadores Auditórios e salas de música Estúdios para gravação de som e salas para concertos musicais Teatros Cinemas, aud,itórios, anfiteatros Salas de leitura grejas e escolas Templos BiblioteCas Salas de aula Laboratórios Corredores c salas de recreação Cozinhas Edij(cios públicos Bibliotecas, museus Correios, hancos Banheiros e toaletes Restaurantes Restaurantes, boates Lanchonetes Lojas comerciais Uljas de muito público Uljas de pouco público Supermercados Ginásios esportivos cobertos Ginásios Piscinas

93 L 82 DADOS PARA O PROJETO Finalidade do Local Tabela 2.6 Níveis de Ruído de uma Ínstalaçiio (Cont.) dba NC Transportes Local de venda de passagens Salas de espera Áreas de produção Exposto durante 8 h/dia Exposto durante 3 h/dia < 90 < dba É o nível de ruído lido na escala A de um medidor de nível de som que, por meio de um filtro eletrônico. despreza ruídos de baixa frequência que. devido à baixa sensibilidade nessa faixa, nõo são perceptíveis pelo ouvido humano. NC - É o valor obtido nas curvas de NC, quando Uaçamos o gráfico dos níveis medidos em bandas de oitava de frequência. - O nível de rufdo deve ser medido em 5 pontos do ambiente a 1,2 m do piso. fig. 2.2 Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensação a ar). Ventilador Vótwla ~e expansão !:!!!!""- Pllraa torre de """"" nto Fig. 2.3 Sistema de ar condicionado de expansão direta (condensaçõo a água).

94 .,f-"! ~---,..,... _ -"" -----,,,.,...~, """-"" "" Fan-coi/ r , Ventilador Ac exterior Válv. de expansão ~ tennostállca L--~--- - Tubulação de água gelada 1 ~réon 12 ou 22 tx1 ~8-~~b-~-~~ ~ Depósito de água gelada ou salmoura Fig. 2.4 Sistema de ar condicionado de expansão indireta (água gelada com condensação a ar). ~ ~ o e!

95 84 DADOS PARA O PROJETO transmita o calor recebido no evaporador. Esse meio poderá ser o ar, a água ou a evaporação da água. Assim, temos três tipos de condensação: a ar, em circulação natural ou forçada; nesse caso a temperatura admitida para fluido deve ser superior à do bulbo seco do ar exterior considerado nos cálculos; a água, que pode ser sem retorno, usando água corrente, ou em circuito fechado, utilizando uma torre de arrefecimento. Nesse caso, a temperatura do bulbo úmido do ar exterior deve ser inferior à temperatura da água de circulação, para que haja transferência de calor da água para o ar exterior; evaporativa, nesse caso também a temperatura de bulbo úmido do ar exterior deve ser inferior à estabelecida para o fluido frigorígeno. 2.5 Tipos de nstalação Conforme as dimensões da carga ténnica do recinto a condicionar, podemos ter as seguintes instalações: - aparelhos indivj.duais, normalmente com condensação a ar; instalações centrais com condensação a ar (Fig. 2.2); - instalações centrais com condensação a água em circuito aberto ou fechado (Fig. 2.3); instalações centrais com condensação a vapor dágua (Fig. 1.46); instalações centrais com circulação de água gelada nas serpentinas (jan-coils) (veja Seção 8.4). 2.6 Estimativa do Número de Pessoas por Recinto Na falta de outra"indicação, pode-se considerar a seguinte taxa de ocupação para os prédios públicos ou comerciais e residenciais. Tabela 2.7 E1>timativa do Número de Pes~>oas por Recinto Local Bancos.... Escritórios.... Lojas~ pavimentos térreos.... Lojas~ pavimentos superiores.... Museus e bibliotecas.... Salas de hotéis..... Restaurantes..... Salas de operação (hospitais)..... Teatros, cinemas, auditórios..... Residências.... Taxa de Ocupação Uma pessoa por 5 m de área Uma pessoa por 6 m 2 de área Uma pessoa por 2,5 m 2 de área Uma pessoa por 5 m 1 de área Uma pessoa por 5,50 m de área Uma pessoa por 5,50 m 2 de área Uma pessoa por 1,40 m 2 de área Oito pessoas Uma pessoa para cada 0,70 m 2 de área Duas pessoas por quarto social e uma pessoa por quarto de serviço 2.7 Sugestões para a Escolha do Sistema de AC mais ndicado O primeiro passo para a definição do sistema deve partir do cliente, em face do que pode gastar, ou seja, após examinar o binômio custo/benefício. Em seguida, entra o projetista que, pela sua experiência, pode definir o sistema mais indicado e tecnicamente possível O projetista faz um esboço da instalação (unifilar) com préorçamento. -

96 ~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~ DADOs PARA o PROJEO 85 São as seguintes opções: SPLT-SYSTEMS Para instalações de pequeno porte, de área inferior a 70m 2 (escritórios e residências), são mais indicados Split Systems ou aparelhos de janela (expansão direta). Este sistema apresenta as seguintes vantagens: pode ser instalado em tetas, paredes no interior, sem precisar utilizar as janelas; na parte intema, só haverá um ventilador e o evaporador, ficando as partes barulhentas (compressor e condensador) em áreas de serviço ou no telhado (veja Figs. 2.5 e 2.6); com isso consegue-se um nível de ruído muito baixo. Todavia em locais de grande público, por exemplo, igrejas, templos, ele não é indicado, pois não faz a renovação de ar. É necessária a instalação de exaustores, de acordo com a norma NBR-6401 (Tabela 12), que fornece calor sensível e latente liberado pelas pessoas em kcal/h. Em locais em que existem várias salas, pode-se pensar no sistema Multi Split, ou seja, um condensador para atender a vários locais com volume de refrigerante variável (VRV). sso permite a aplicação de controles eletrônicos rnicroprócessados que podem dosar a quantidade de refrigerante para cada ambiente. SELFS E ÁGUA GELADA Para locais de áreas superiores a 400 m 2, como nos shoppings, bancos e indústrias, os sistemas self-containers são mais indicados (expansão direta ou indireta) ou de água gelada (veja Fig. 2.7). Para instalação até 14 TR, máquinas com condensadores a ar podem ser usadas. Se for maior, a condensação a água deve ser usada, o que implica a instalação de torres de arrefecimento, com bombas e tubulações hidráulicas que oneram a instalação em aproximadamente 30% (veja Fig. 2.7). É necessário ter água em abundância e de boa qualidade. Em instalações industriais, que já utilizam água gelada para os processos, deve ser estudada a possibilidade de produzir gelo durante a noite, quando a tarifa de energia elétrica é menor; esse gelo pode ser usado durante o dia no sistema de água gelada (sistema de tennoacumulação). A temperatura mínima deve ser em torno de 4 C para a água circular sem perigo de congelamento.,, _~Abertura ~- de escape " -. \ \ ~ --- -::::::... :::: ---- Aba de retenção para evitar a recirculação do ar -- Veneziana ou elemento vazado 2 Metros 20a40cm fig. 2.5 Sugestão em corte para o local de nstalação de uma ou mais unidades condensadoms a ar.

97 86 DADOS PARA O PROJETO ~"----" : Fig. 2.6 Sistema Split: (o) comando remoto; (b) oompressor e çondensador; (c) ventilador e evaporador. (Por cortesia de ndústrias Hitachi S.A.) CO-GERAÇÃO Para grandes áre;as (shoppings, supermercados ou áreas de grande público) pode ser indicado o sistema de ccgeração, que utiliza o gás natural. Este sistema pode trazer economia de energia elétrica, um dos grandes problemas atuais da humanidade. Existem instalações utilizando o gás natural com o sistema de absorção, usando compressores tipo parafuso, com resultados satisfatórios em relação à economia de energiaelétrica e à ecologia (o gás natural não é poluidor). SSTEMAS EVAPORATVO$ Para locais com grande número de pessoas, como restaurantes, casas de espetáculos, aeroportos, academias de ginástica, indústrias de confecções, supermercados etc., pode ser indicado o sistema evaporativo, que tem como principal vantagem uma grande economia de energia elétrica. Este sistema se baseia em uma propriedade que a natureza oferece: a transformação do calor sensível em calor latente, quando posto em cantata ar e água pulverizada ou espargida por lâminas de celulose corrugadas e tratadas quimicamente de modo a evitar a decomposição pelo ar e pela água. Quando a temperatura da água é mais baixa do que a temperatura do BU do ar ela se evapora, baixando a temperatura do BS do ar, ou seja, houve mudança de calor sensível para calor latente (veja Seções 8.7 e 8.8). Este sistema apresenta as seguintes vantagens: - economia de energia elétrica; - facilidade de manutenção; não tem retorno do ar, o que permite fumar. Em locais onde a umidade não precisa ser controlada, o seu uso é recomendado, porém possui os seguintes inconvenientes:

98 DADOS PARA O PROJETO 87 li!! ] T01 1\ 1\1\ 1\ & de arrefecimento Entrada // de água- Caixa de ~ ~drão i,, "., t :+ t ~ l r;;j 1 L l..<["i:±hf,..-.válvula de "" i t t ""! Alimentador princlpa de água gelada {6\ j,;;.~,;; ~~ T f: ~ Depósito de água gelada (BAG) c."- V,ihl il<d """i dapres~o Bomba de água de condensação (BAC} Fig. 2.7 Esquema hidráulico de wn sistema de expansão indireto de água gelada. não pode ser usado em locais em que a umidade relativa é muito alta; só deve ser usado em localidades de umidade relativa média e baixa e onde não há controle rigoroso da temperatura e da umidade; é ideal para conforto ambiental só ocupado por pessoas; a sua eficiência depende das condições de tempo locais (chuva e dias úmidos) ~--

99 Carga térmica é a quantidade de calor sensível e latente, geralmente expressa em BTU/h, ou kcal/h,* que deve ser retirada ou colocada no recinto a fim de proporcionar as condições de conforto desejadas. Essa carga térmica pode ser introduzida no recinto a condicionar por: condução: insola~ ão: dutos; pessoas; equipamentos; infiltração: ventilação. 3.1 Carga de Condução- Calor Sensível A expressão geral da transmissão de calor por condução e por hora pode ser expressa, para materiais homogêneos, paredes planas e paralelas: onde: Q taxa de fluxo de calor transmitida em kcal/h; A área da superfície normal ao tluxo em m 2 ; - = espessura do material em m; K condutividade térmica do material por unidade de comprimento e unidade de área em kcal mlh m 2 D oc; diferença de temperatura entre as duas superfícies separadas pela espessura x em oc. BTU/h ft 2 por op = 4,883 kcal/h m 2 oc 1 BTU inlh ft 2 op = 0,1240 kcal/h m C Quando o material não é homogêneo, como, por exemplo, uma parede construída com tijolos, massa e isolamento, a equação toma a seguinte forma: onde: Q fluxo de calor em kcal/h; A área em m\ c = condutância em kcal/h. m 2 oc; D diferença de temperatura entre as superfícies em oc. *Pelas unidades S. a ~arga térmica, que é potência, seria em waus ou kw, porém preferimos manter a kcallh por razões de fabticação dos equipamentos. l

100 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 89 A transferência de calor do ar a uma superfície, ou vi ce-versa, se processa por meio da condutância da superfície de contato ou filme. A condutância superficial é a quantidade de calor transferido, em kcallh, do ar para a superfície, ou viceversa, por metro quadrado e por oc de diferença de temperatura. Se o fluxo for uniforme, esta transferência pode ser expressa pela fórmula: Q~AhD onde: Q fluxo de calor em kcal/h; A = área em m 2 ; h condutância superficial em kcal/h m 2 oc; D = diferença de temperatura entre a superfície e o ar em contato em oc. Os valores de h dependem da cor e rugosidade da superfície, bem como da velocidade do vento. Os valores médios para h são: ar parado= 1,46 a 1,63 BTU/h ft 2 op = 7,13 a 7,96 kcallh m 2 oc; ar a 12 km/h ~ 4,0 BTU/h ft 2 op = 19,5 kcallh m 2 oc; ar a 24 km/h = 6,0 BTU/h ft 2 op = 29,3 kcallh m 2 C. Nos cálculos da carga térmica do ar condicionado, usa-se um coeficiente U, mais fácil de ser obtido, medindo-se a temperatura do ar em ambos os lados da superfície. Esse coeficiente é chamado coeficiente global de transmissão de calor e é definido como o fluxo de calor por hora através de um m 2 de superfície, quando a diferença entre as temperaturas do ar nos dois lados da parede ou teto é de um grau centígrado. Q~AUD onde: Q = fluxo de calor em kcal/h; A = área em m2; v coeficiente global de transmissão de calor em kcallh. m 2 C; D diferença de< temperatura em oc. Quando se usam vários materiais nas paredes que separam os ambientes, para cálculos mais precisos utilizam-se as resistências que cada material opõe ao fluxo. Essas resistências são os inversos das condutividades e condutâncias e são somadas do mesmo modo que resistências em série de um circuito elétrico. Exemplo 3.1: Queremos saber qual o coeficiente global de transmissão de calor para uma parede composta das seguintes camadas: 3 2 ~ ----~.. ---M 1 - Embaço da 2 cm 2- Tijolo comum de uma vez- 20 cm 3- Madeira de lei- 2,54 cm Velocidade do ar exterior: 24 km/h. Fig. 3.1 Dados do Exemplo 3.1.

101 90 CALcULO DA CARGA TRMCA Tabela 3.1 Coeficiente de Transmissão de Calor dos Materiais de Construção Material L Acabamentos: - cimento asbestos 4,0 - gesso 1/2" - lambris - lambris de 3/4" 0,80 - fibra de madeira 1,4D - emboço ou reboco (2 cm) 2. Alvenaria: - lã mineral (vidro ou rocha) 0,27 - verniculite 0,46 - concreto simples 5,0 - massa de cimento com agregados 1,7 - concreto com areia e pedra 12,0 - estuque 5,0 - tijolo comum (meia-vez) 5,0 - tijolo comum (uma vez) 9,0 - tijolo de concreto furado de lo cm 1,4 - tijolo de concreto furado de 20 cm 0,9 - ladrilho ou cerâmica 0,9 - alvenaria de pedra 12,50 3. solamentos: - fibras de lãs minerais (vidro ou rocha) 0,27 - fibra de madeira 0,25 - vidro celular 0,39 - cortiça 0,27 - fibra de vidro 0,25 - isoflex (Santa Marina) 4. Arganuusas: - nata de cimen~ com areia 5,0 - nata de gesso com areia 5,6 - agregado co~ verniculite 1,7 5. Cobenura: - placa de agregado de asfalto 6,50 - teto com 1 O ctn 3,00 6. Madeiras: - de lei (cedro, canela etc.) 1,10 - pinho 0,80 Condutividade K BTU inlh jp "F kcal/h m C 0,496 0,09 0,173 0,03 0,05 0,62 0,21 1,48 0,62 0,62 1,11 0,17 0,11 0,11 1,55 0,03 0,03 0,04 0,03 0,03 0,039 0,62 0,69 0,21 0,80 0,37 0,13 0,09 Condutdncia C BTU/h. Jt1 F kcallh m 2 QC 2,25 10,99 1,07 5,22 0,49 2,39 Ref: Trane Air Cornlitioning. Solução: Pela Tabela 3.1, temos as seguintes resistências: 1 1 filme do ar exterior - = - = O 17. h camada 1: C= 049 = 2,04; camada 2: K = 90 = 0,88; camada 3: K = 1,1 0 = 0,90;

102 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 91 j, l l filme do ar interior: h= = 0,68; 146, resistência total: R = 4,67. O coeficiente global de transmissão de calor será: l 1 U ~ -~- ~ 021 BTU/h, fi, op R 4,fi7 Observe que, se o diferencial de temperatura for diferente de 9,4 C, soma-se à tabela o que exceder deste valor. Exemplo: Se a temperatura exterior for 35 C, e a interior, 25 C, soma-se 0,60 C aos valores dados da tabela. Exemplo 3.2: Mesmos dados do Exemplo 3.1, porém usando unidades S, temos: 1 1 filme do ar e~terior: h= 29 3 = 0,034;, l l - camada 1: C= = 0,418; 2, 39 - camada2: l lx0,2 -~ K 1,ll ~ 0,18; 1 1 X 0, camada 3: C~, = 0,195; 0,12 filme do ar interior: h=?,lj = 0,14; resistência total: R = 0,967; 1 1 coeficiente glo:bal: U = R = 0, 967 1,03 kcal/h m 2 C. Tabela 3.2 Diferencial de Temperatura Usado nos Projetos- DT- Baseado na Diferença de 9,4 C entre a Temperatura Externa e o Recinto Condicionado 1. Paredes exteriores 2. Vidros nas paredes exteriores 3. Vidros nas divisórias 4. Vitrinas de lojas com grande carga de luz 5. Divisórias 6. Divisórias junto de cozinha, lavanderias ou aquecedores 7. Pisos sobre recintos não-condicionados 8. Pisos do térreo 9. Pisos sobre porão 10. Pisos sobre porão com cozinha, lavanderias ou aquecedores 11. Pisos sobre espaços ventilados 12. Pisos sobre espaços não-ventilados 13. Tetos sobre espaços não-condicionados 14. Tetos sobre espaços com cozinhas, lavanderias e aquecedores 15. Tetos sob telhados com ou sem sótão 9,4 9,4 5,5 16,6 5,5 13,8 5,5 o 19,4 9,4 o 5,5 11,1 9,4

103 92 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA ==~:= Exemplo 3.3: Vamos considerar uma parede exterior de tijolo maciço de 20 X 1 O X 6 cm de meia-vez (14 cm de espessura) com emboço de 2 cm nos dois lados ilme do ar exterior: h = 29 3 = 0,034; emboços de 2 cm: C= 2 39 = 0,418; 1 0,1 - tijolo de lo cm: K = 0, 62 = 0,161; 1 1 iilme do ar interior: h= 7, 96 = 0,125; resistência totat R= 0, , , ,125 = 0, coeficiente global: U = R- 0, 738 = 1,35 kcavh m 2 oc. (Valor inferior ao da Tabela 3.3.) Elementos Tabelo. 3.3 Coeficientes Globais de Transmissão de Calor U em kcauh m 2 C para Janelas e Paredes U em kcallh m oc a) Janelas - Janelas de vidros comuns (simples) - Janelas de vidros, duplos - Janelas de vidros triplos b) Paredes externas - Tijolos maciços (20 X 10 X 6 cm): meia-vez (14 cm) = 10 tijolos+ 2 revestimentos uma vez (24 cm) = 20 tijolos + 2 revestimentos - Tijolos furados (20 X 20 x 10 ou 30 x 30 X 10 cm): meia-vez (14 cm)= 10 tijolos+ 2 revestimentos uma vez (24 cm).= 20 tijolos + 2 revestimentos c) Paredes internas - Tijolos maciços (20 X 10 X 6 cm): meia-vez ( 14 cm) = 10 tijolos + 2 revestimentos meia-vez (lo cm) = 6 tijolos+ 2 revestimentos uma vez (24 cm) = 20 tijolos + 2 revestimentos - Tijolos furados (20 X 20 X lo ou 20 X 10 X 6 cm): meia-vez (lo cm)= 6 tijolos+ 2 revestimentos meia-ve:r. ( 14 cm) = 10 tijolos + 2 revestimentos uma vez (24 cm) = 20 tijolos + 2 revestimentos d) Concreto externo ou pedra 15 cm 25cm 35cm 50 cm e) Concreto interno LO cm 15 cm 20cm 5,18 3,13 1,66 2,88 1,95 2,59 1,90 2,29 2,68 1,66 2,54 2,10 1,61 3,81 3,03 2,54 2,00 3,17 2,83 2,59,., Observaçfio: Estes ooeficientes são usados para cálcnlos sem grandes precisões. _, ""1- L

104 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 93 ~ ~- ~--~~~ ~---=:::==~=:: -= 3.2 Carga Devida à nsolação - Calor Sensível A mais poderosa energia que a superfície da Terra recebe do universo é a energia solar, que já está sendo aproveitada pelo homem como fonte térmica. Essa energia é, quase sempre, a responsável pela maior parcela da carga térmica nos cálculos do ar condicionado, em geral como radiação e convecção. Por absorção, a energia de radiação solar pode ser introduzida nos recintos tanto em maior quantidade quanto menos brilhante for a superfície refletora. Assim, temos a seguinte tabela, que dá uma idéia do percentual de energia radiante em função da cor: Tabela 3.4 Percentual de Energia Radiante em Função da Cor Alumínio polido Vermelho-claro i<oto Calor Refletido 72% 37% 6% Calor Absorvido 28% 63% 94% É evidente que este percentual é também uma função da rugosidade da superfície. Assim, a temperatura dos tetas e paredes depende dos seguintes fatores: coordenadas geográficas do local (latitude); inclinação dos raios do Sol (depende da época do ano e da hora consideradas); tipo da construção; cor e rugosidade da superfície; refletância da superfície. Para a estimativa de carga térmica, será importante saber o horário de utilização da dependência e fazer o cálculo para a incidência máxima do Sol. No Hemisfério Sul, corno se pode ver pela Tabela 3.5, nos meses de verão, a parede que recebe maior insolação é a voltada para oeste e entre 16 e 17 h, para as clarabóias (teta de vidro), ao meio-di~:~-. Embora se conheça com certa precisão a quantidade de calor por radiação e convecção oriundos do Sol, a parcela que penetra nos recintos não é bem conhecida, e todas as tabelas existentes dão uma estimativa satisfatória para os cálculos na prática do ar condicionado Transmissão de calor do Sol através de superficies transparentes (vidro) A energia radiante oriunda do Sol incidente em uma superfície transparente subdivide-se em três partes: uma que é refletida (q 1 ); uma que é absorvida pelo vidro (q 2 ); uma que atravessa o vidro (q 3 ). Fig. 3.2 Transmissão do calor solar otravés de vidro. ~=.

105 i;.. r- 22" 54 Latitude Sul Dia do Ano Verão Hora Local 6 Face do Prédio s 87 o SE 260 E 263 :E " NE 95 ~ N ll " NO ll " :::: o ll so ll CLARABÓA 4l Tabela 3.5 Coeficientes de Transmissão do Calor Solar Através de Vidros (Fator Solar) kcallh m 2 (Fator Solar) de Areas de Vidro 7 8 9!O l6 l & l & ll 11 ll ll Valores Máximos em Cada Orientação entre Setembro e Março kcal/h m Wlm , , , , , , l0, , ,8... ~ n ~ ~ > " o li ~ s 60 SE 228 ~ E NE 100 N ll NO ll ~z o NN so ll CLARABÓA l7l 60 ll ll 11 ll , , , , , , , , ,4.,,, s 16 SE 141 E 168 ~~ NE 92 N 5 ~~ NO 5 OM o 5 NN so 5 CLARABÓA 16 s o SE E o" NE o " "" ~~ N o NO :o:~ o ~~ so CLARABÓA o l ll l l l l l l6 o o 38 44, , , ,3 ll4 132, , , , , , , , , , , , , ~

106 5.. --u ~~ ~.~., - "-~ s li li SE li o E o 250 4D li din NE li "o N o :.: "" NO ~~ o so < o CLARABÓA o ~ o s SE E NE ! ~~ N NO ~ NN o so CLARABÓA o o s SE E NE N NO & N o so CLARABÓA o o ~ ~ ~ r,, :li

107 r 96 CÁLCULO DA CARGA TRNCA Q = ql + Qz + Q3 A parcela q 3 que penetra no recinlo é a que vai nos interessar nos cálculos da carga térmica. Na Tabela 3.5, de origem americana, temos os valores do fator solar obtido por ensaios para esta parcela em kcal/h por m 2 de área de vidro, ou W/m 2, supondo-se a janela sem proteção; caso seja protegida por toldos ou persianas, deve-se multiplicar os valores obtidos, pelos seguintes coeficientes de redução: - toldos ou persianas externas: 0,15-0,20; - persianas internas e reflexoras: 0,50-0,66; cortinas internas brancas (opacas): 0,25-0,61. Esta tabela é para janelas com esquadrias de madeira; para esquadrias metálicas multiplicar por 1,15. Observe-se: para maiores detalhes ou cálculos mais precisos, são indicadas as tabelas da Seção Exemplo 3.4: Queremos saber a quantidade de calor solar transmitido através de uma janela de vidro sem proteção, com os seguintes dados: dimensões: 4,00 X 2,00 m; local: Rio de Janeiro; hora: 16 h; data: 20 de fevereiro; janela voltada para oeste. Solução: Pela Tabela 3.5, o calor total transmitido será: U = 448 kcal/h por m 2, ou 520,3 W/m 2 Então, através da janela penetram: q = 8,0 X 448 = kcallh ou q ~ 8 X 520,3 ~ 4.162,4 W Se imaginarmos a janela protegida por um toldo externo, poderemos considerar a seguinte carga térmica devida ao Sol: q ~ 0,2 x ~ 716,8 kcallh ou q ~ 0,2 X 4.162,4 ~ 832,4 W Transmissão de calor do Sol através de superfícies opacas As paredes, lajes e telhados transmitem a energia solar para o interior dos recintos por condução e convecção, segundo a fórmula: Q ~A X U [(t, - t;) + l>t] onde: Q =watts; A = área em m 2 ; U = coeficiente global de transmissão de calor em kcallh m 2 oc; t,. = temperatura do exterior em C; t, =temperatura do interior em oc; tlt =acréscimo ao diferencial de temperatura dado pela Tabela 3.6. J...

108 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 97 Superfície Tabela 3.6 Acréscimo ao Diferencial de Temper atura- Mem "F e em oc Cor Escura CorMé dia Cor Clara "F "C "F "C "F "C Telhado 45 25, ,6 15 8,3 Parede E ou O 30 16, ,1 10 5,5 Parede N 15 8,3 10 5,5 5 2,7 ParedeS o o o o o o Exemplo 3.5: Queremos saber qual o fluxo de calor solar através da parede do Exemplo 3.2, onde: A=10X3m; U= 1,03 kcal/h m 2 oc; (=32 C; t, = 25 C. A parede está voltada para oeste e tem cor clara. Solução: Q~A X V X [(1,- t,) + llt]; Q ~ 10 X 3 X,03 [(32-25) + 5,5] ~ 386,25 kcallh. 3.3 Carga Devida aos Dutos - Calor Sensível Como sabemos,_ o ar insuflado em um recinto condicionado re torna ao condicionador por meio da diferença de pressão que lhe é fornecida pelo ventilador. O retomo do ar p ode ser feito de duas maneiras: 1 - Sob afonna d~ plenum, ou seja, utilizando um ambiente co mo o próprio recinto, um corredor, o teto rebaixado etc., cofio se fosse um condutor do ar. 2 - Utilizando dutos de retomo. Em ambos os casos é adicionado calor ao ar de retorno, que de v e ser retirado pelas serpentinas do evaporador. Normalmente, o,projetista do ar condicionado se vê às voltas com um aparente impasse: como determinar a carga térmica devida aos dutos se estes ainda não foram calcula dos? Para calcular os dutos, precisa-se saber a quantidade de ar a ser insuflado no recinto, e esta quantidade de ar depende da carga térmica. O caminho mais prático para resolver o impasse é estimar o traçado e as dimensões dos dutos, e, assim que se chegar à quantidade de ar a ser insuflado no recinto, e tendo-srificação para constatar se a estimativa da carga térmica devida aos dutos foi adequada. Se estiver dentro da calculado o sistema de dutos, fazer uma ve margem de 10% de erro, não há necessidade de se recalcular a c arga térmica. Tabelo 3.7 Coeficiente Global de Tram:missão de Calor U para os Dutos em BTU!h por Pé Qumlrado de Área Lateral e em kcallh m 2 C d e Área Lateral Tipo de Duto Chapa metálica, não-isolada solado com 112 polegada solado com polegada solado com 1 l/2 polegada solado com 2 polegadas BTU!h fr 1,18 0,38 0,22 0,15 0,12 "F kcavh m 2 C 5,76 1,86 1,07 0,73 0,59.,-.

109 98 CALCULO DA CARGA TéRMCA A= 2bo+ 2ac= 2c(a + b) Fig. 3.3 Área lateral dos dutos. A carga térmica devida aos dutos é: onde: q = watts ou Kcal!h; A= área lateral do duto exposta ao calor, em m 2 ; V= coeficiente global de transmissão de calor dado pela Tabela 3.7; DT= diferencial de temperatura entre o ar exterior e o ar interior ao duto, em oc. A detenninação da área lateral, A, pode ser feita como indicado na Fig Exemplo 3.6: Calcular a carga térmica devida a um duto de retorno com as seguintes condições: comprimento do duto: 30 m; dimensões do duto: 60 X 45 cm; isolamento: isopor de 1 polegada (2,54 cm); temperatura do ar de retorno: 25 C; temperatura do ar exterior: 32 C. Solução: A~ 2c (a+ b) ~ 2 X 30 (0,60 + 0,45) ~ 63 m q ~ 63 X,07 (j2-25) ~ 471,9 kcallh Se o duto não fosse isolado, a carga térmica seria: q ~ 63 X 5,76 (32-25) ~ kcallh Assim, o isolamento permitiu a seguinte redução na carga: q- q ~ ,9 ~o 81 ou 81% q Se o duto ficar apoiado na parede ou laje, a área lateral envolvida fica reduzida a A =c( a+ 2b). 3.4 Carga Devida às Pessoas - Calor Sensível e Calor Latente Já vimos que a umidade do ar é vapor superaquecido e que aumentar a umidade é aumentar a carga de calor latente. A mistura de ar e vapor do recinto é conduzida ao evaporador; aí se dá a queda de entalpia e conseqüente diminuição do calor sensível e condensação da parte do vapor com queda da umidade. O ar volta ao recinto resfriado e desumidificado.... =...,... _... "~-. ~"""

110 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 99 O g~o de calpr latente pode ser expresso em termos da massa da umidade. O valofroédio do calor latente de vaporização para o vapor superaquecido no ar é de BTU/h por libra, ou 583 kc!,allh por kg de vapor condensado. Assim, se desejarmos saber qual a quantidade de calor latente que deve ser.ktirado do ar que passa pelo evaporador do condicionador, para que haja condensação da umidade, basta multiplicar a massa do ar por este fator. Exemplo 3.7: A umidade liberada no ar de um recinto condicionado é de 0,020 kg por hora. Qual a quantidade de calor latente que deve ser retirada para condensar a umidade? q ~ O,OZO X 583 ~ 11,6 kcal/h Todo ser humano emite calor sensível e calor latente, que variam conforme esteja o indivíduo em repouso ou em atividade. * Se submetido à atividade física violenta, o corpo humano pode emitir até cinco vezes mais calor do que em repouso. Considerando-se que a temperatura média normal de uma pessoa é de 3rC (98,6 F), verifica-se experimentalmente que quanto maior é a temperatura externa, maior é a quantidade de calor latente emitida, e quanto menor esta temperatura, maior é o calor sensível. sso pode ser explicado do seguinte modo: o organismo humano possui um mecanismo termostático que, atuando sobre o metabolismo, mantém a temperatura do corpo aproximadamente constante, embora variem as condições externas. Se a temperatura exterior é superior a 37 C (98,6 F), o calor é transferido do exterior para o corpo, e isso provoca a transpiração e em conseqüência a eliminação de vapor dágua pela respiração, adicionando apenas calor latente ao ar. Se a temperatura exterior é inferior a 15,6 C (60 F), a transferência de calor se dá do corpo para o ambiente, porém somente na forma de calor sensível. Entre essas temperaturas externas, ou seja, entre 15,6 C e 37 C, o corpo humano emite calor sensível e calor latente ao ambiente, mantendo constante o calor total. A Tabela 3.8, baseada na NBR-6401, dá os valores do calor liberado pelas pessoas em função da temperatura e da atividade. Exemplo 3.8:, Um teatro comsoo lugares deverá ser mantido a 25 C. É previsto um máximo de 20 artistas trabalhando ao mesmo tempo. Q1,1al deverá ser a carga térmica devida às pessoas? j 1 Soluçilo: Pessoas sentadas- 500: calor sensível: 500 X 62 = kcallh; - calor latente: 500 X 38,1 = kcallh. Pessoas em exercício moderado - 20: calor sensível: 20 X 64 = kcal/h; calor latente: 20 X 101,8 = kcal/h. Carga total: calor sensível: kcal/h; calor latente: kcallh. Total: kcal/h ou 17,6 toneladas de refrigeração. *O organismo humano, para manter as suas funções básicas, em reponso. exigidas pelo metabolismo, consome em média 161itros de oxigénio (a ooc e 760 mm de Hg) por hora ou, em dados práticos, 10m de ar por dia. No ar atmosférico introduzido no recinto, apenas 21% é oxigénio. Assim, a quantidade de oxigénio é: lo m X 2,1 m por dia ou 2,1124 "" 0,087 mlh. Desse total apenas 7% de oxigénio é absorvido pelo corpo. ou seja, 0,07 X 0,087 = 0, mlh. Porém, como o ar introduzido no recinto se dilui no ambiente, há necessidade de ser compensada essa diluição com um aumento de 100 a!50 vezes desse volume (veja Tabela 3.15), para não haver acidentes por falta de oxigénio.

111 L 100 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA Tabela 3-8 Calor Liberado pelas Pessoas Pessoa Sentada ou em Movimento Lento Pessoa em Exerdcio Físico Moderado Temperatura Ambiente Calor Sens(vel Calor Latente Calor Total Calor Sensível Calor Latente Calor Total c "F kcaf/h BTU/h kcal/h BTU/h kcallh BTU/h kcallh BTU/h kcal/h BTU/h kcal!h BTU/h 29 84,2 45, , , , ,4 50, , , , ,6 54, , , , , , , , , , , , , , , , ,4 69, , , ,6 72, , , , ,8 75, , , ,1 659 A NBR-6401 (lq78) dá os valores do calor sensível e latente em função do metabolismo em diversos locais. 3.5 Carga Devida aos Equipamentos- Calor Sensível e Calor Latente Carga devida aos motores- calor sensível Os motores elétricos, quer dentro do recinto, em qualquer ponto do fluxo de ar, quer mesmo nos ventiladores, adicionam carga térmica ao sistema devida às perdas nos enrolamentos, e essa carga precisa ser retirada pelo equipamento frigorígeno. É preciso levar em conta se o motor está sempre em funcionamento ou se a sua utilização é apenas esporádica. Para os ventiladores, temos as seguintes fórmulas: - ventiladores dentro da corrente de ar: p 9 ~-x2.490 ~ q ~ BTU!h P~HP - ventiladores fora da corrente de ar 11 = rendimento do motor q~px2.490 p = cv q ~ BTU!h P~ HP p = cv Exemplo 3.9: Um ventilador de insuflamento de ar em recinto a ser condicionado é do tipo centrifugo (dentro da corrente de ar) e estáacoplado a um motor de 7,5 cv. Pelo catálogo do fabricante, está registrado um rendimento de 85%. Qual a carga térmica adicionada ao ar circulante? Solução: q ~ - X 73 ~ 47 kw 0,85 ~;-

112 ~~~---~----~ CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 101 Para outros motores que porventura permaneçam no recinto condicionado (elevadores, bombas, máquinas elétricas, perfuradoras etc.), temos as fórmulas: q ~ (;- P) X q ~ BTU/h/HP P~HP 71 = rendimento q ~ (;- P) X 733 q = W/cv P= cv Exemplo 3.10: No exemplo anterior, para um motor com as mesmas características acima, temos: q ~ ( 7 5-7,5) X 733 X 7,5 ~ 7,27kW 0,85 Na Tabela 3.9 temos o ganho de calor por HP para os motores elétricos, em função da sua potência. No cálculo da carga térmica, por simplificação, consideramos apenas o seguinte: - motores até 3 HP: multiplicar os HP por W; motores maiores que 3 HP: multiplicar os HP por 879 W. luminação incandescente: luminação fluorescente: Carga devida à iluminação- calor sensível q = total de watts, em unidades S; q = watts X 3,4, quando q é dado em BTU/h. q = total de watts X fator devido ao reatar. Para se ter a carga térmica em kcal/h, usar a relação: 1 kw -h = 860 kcal. A iluminação fluorescente necessita de um equipamento adicional para prover a tensão necessária à partida e, após esta, a limitação de corrente. Esse equipamento é o reator, que adiciona cerca de 20% de carga; quando na instalação só se dispõe de reatores duplos e de alto fato r de potência, pode-se reduzir essa carga adicional. Deve-se levar em conta, no cálculo da carga térmica, que nem sempre todas as lâmpadas estão ligadas na hora que se tomou por base para o cálculo; geralmente na hora em que a carga térmica de insolação é máxima i. muitas lâmpadas podem estar desligadas.. Tabela 3.9 Ganho de Calor em Watts por HP para Motores Elétricos Potência Rendimento Ganho de Calor HP Aproximado % WHP Até 114 6D ~ ~ ,5-20 Maior que

113 J02 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA Tabela 3,10 Valores Recomendados para Consumo de Energia Elétrica para luminação Tipos de N(vel de luminação Potência Dissipada Local luminação (lux) W/m 2 Escritórios Fluorescente D Lojas Fluorescente Residências ncandescente Supermercados Fluorescente Barbearias e Salões de beleza Fluorescente Cinemas e teatros ncandescente 60 l5 Museus e Fluorescente Bibliotecas ncandescente Fluorescente Restaurantes ncandescente 150 2S Bancos Fluorescente Auditórios: a) Tribuna ncandescente b) Platéia ncandescente soo 30 c) Sala de espera ncandescente 1SO 20 Hotéis: a) Banheiros ncandescente 1SO 25 b) Corredores ncandescente 100 1S c) Sala de leitura Fluorescente soo 4S ncandescente d) Quartos ncandescente e) Salas de reunião - Platéia ncandescente 1SO 20 - Tablado ncandescente soo 30 o Portaria e recepção ncandescente 2SO 3S Exemplo 3.11: Um equipamento de ar atende ao restaurante, ao salão de estar e à portaria de um hotel onde temos a seguinte iluminação: restaurante: 50 aparelhos de luz fluorescente de 4 X 40 W; salão de estar: 20 lustres, cada qual com &lâmpadas incandescentes de 100 W; portaria: 1 O spotlights de 150 W, incandescentes. Desejamos saber_a carga ténnica devida à iluminação. Solução: Restaurante - 50 X 4 X 40 = watts: carga térmica: 8 X 1,2 X 860 = kcal/h Salão de estar- 20 X 8 X 100 = watts: carga térmica: 16 X 860 = kcallh Portaria- 10 X 150 = watts: - carga térmica: 1,5 X 860 = kcallh Total de ganho de calor: ~ kcallh Observe-se que, quando não se dispõe de dados reais de carga elétrica devida à iluminação, devem-se usar os valores em W/m 2 dados pela NBR Carga devida aos equipamentos de gás- calor sensível e calor latente Em locais como cozinhas, laboratórios, restaurantes, cafeterias etc., pode haver equipamentos de gás, cuja queima pode adicionar à carga térmica do recinto mais duas parcelas: calor devido à queima direta do gás e

114 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 103. Tabela 311 Ganlw de Calor Devido ao Gás! 11 ii! li!; ii [ ii Carga Estimada Máxima Carga (sem Coifa) Carga Estimada Provável (com Coifa) Aparelho Sensível Latente Só Sens{vel BTU/h kcallh BTU!h kcal/h BTU/h kcal/h BTU/h kcol/h Máquina de café (por queimador) Máquina de café (capac. 121itros) Máquina de café (capac. 20 litros) Aquecedor de alimentos (banho-maria) (por 0,1 m 2 ) Fritadeira (capac. 7 kg) Fritadeira, (capac. 15 kg) Fogão (por queimador) Torradeira (capac. 360 fatiasjh) devido ao vapor fonnado. A Tabela 3.11 dá os valores aproximados para os diferentes tipos de utilização do gás. Para outros aparelhos não especificados, devem ser consultados os dados dos fabricantes e, na ausência desses, os dados a seguir podem dar uma base para o cálculo: o gás natural libera na queima aproximadamente BTU por metro cúbico (8.820 kcal/m 3 ); o GLP libera na queima aproximadamente BTU por metro cúbico ( kcal/m 3 ); um queimador: de gás de 5 cm consome cerca de 0,30 m 3 de gás por hora; um queimador de 10 cm consome cerca de 0,45 m 3 de gás por hora. Observação: É suficiente, para os cálculos, considerar metade da carga como calor sensível e metade como latente. Exemplo 3.12: Um restaurante possui os seguintes equipamentos instalados sem coifa: três aquecedores de alimentos de 2 m X 1 m; uma torradeira com capacidade de 360 fatias por hora; uma máquina de café de 121itros de capacidade. Calcular a carga ténnica de calor sensível e calor latente. Solução: Aquecedor de alimentos: - 3 X 2 X 141 = 846 kcallh por 0,1 m 2 ; ou kcallh- calor sensível; 3 X 2 X 35 = 210 kcallhpor0,1 m 2 ; ou kcallh - calor latente. Torradeira: 907 kcal/h -calor sensível; 604 kcallh -calor latente.

115 104 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA Máquina de café: kcal/h- calor sensível; kcal/h- calor latente. Total de calor sensível: kcallh. Total de calor latente: kcallh Carga devida às tubulações- calor sensível Em casos raros, provavelmente instalações industriais, um recinto a ser condicionado pode ser atravessado por tubulações de água quente ou vapor, o que introduz mais uma parcela no cálculo da carga térmica. Exemplo 3. ;J: Em uma insialação industrial, um recinto com ar condicionado a 26 C é atravessado por uma tubulação de água quente a 80 C, cujo diâmetro é de 75 mm (3). O comprimento total da tubulação é de 45 m. Calcular a carga térmica introduzida no recinto por hora, se a tubulação não é isolada. Solução: De acordo com a Tabela 3.12, para a tubulação do problema temos: q ~ 197,8 X 45 ~ 8,86 kw Se a tubulaçã0 fosse isolada com fibra de vidro de 25 mm, teríamos: q ~ 25 X 45 ~ 1,13 kw ou seja, uma redução de: 8,86-1,13 O 87 8 m =, ou?to 8,86 Tabela 3.12 Carga Ténnica Devida às Tubulações Quentes em Watts por Metro Linear (Temperatura do Recinto 26 C) Água Quente a 82 C Vapora 5 PSG (35.15 kpa) solamento Fibra de solamento Fibra de s,m com Asbestos Vidro s,m com Asbestos Vidro solamento 1 Polegada 1 Polegada solamento 1 Polegada Polegada Polegada mm (K = 0,60) (K = 0,27) (K = 0,60) (K = 0,27) 1/ ,2 8,6 89,2 31,7 14,4 3/ ,3 24,0 l1,5 108,5 36,5 17, ,8 12,5 133,4 41,3 19,2 1/ ,8 31,7 14,4 165,1 49,0 22,1 1/ ,5 16,3 187,2 52,8 24, ,2 40,3 18,2 229,4 63,4 28,8 2 l/ ,1 47,0 21,1 273,6 72,0 32, ,8 54,7 2S,O 228,3 82,7 37, ,6 66,2 30,7 413,8 103,7 47,0

116 CALcuLo DA CARGA TRMCA Carga Devida à nfiltração - Cálor Sensível e Calor Latente O movimento do ar exterior ao recinto possibilita a sua penetração através das frestas nas portas, janelas ou outras aberturas. Tal penetração adiciona carga térmica sensível ou latente. Embora essa carga não possa ser calculada com precisão, há dois métodos que permitem a sua estimativa: o método da troca de ar e o método das frestas Método da troca de ar Nesse método se supõe a troca de ar por hora dos recintos, de acordo com o número de janelas e com base na Tabela Trocar o ar significa renovar todo o ar contido no ambiente por hora. Com isso teremos o calor do ar exterior aumentando o do ar do recinto. Assim, se num quarto temos, por exemplo, três paredes com janelas em conta to com o exterior, o calor devido à infiltração é calculado na base de duas trocas por hora. Conhecido o fluxo de ar em pés cúbicos por minuto e sabendo-se as temperaturas do ar exterior e do recinto, entra-se na fórmula abaixo, para se ter o calor sensível que entra no recinto: q, ~ 1.08Q(t, - t;) onde: qs =calor sensível em BTU!h; Q = fluxo de ar em pés cúbicos por minuto; t, =temperatura do ar exterior em F; f; =temperatura do ar interior em op. Esta fórmula é assim obtida: como sabemos, a expressão do calor sensível para o ar é q. = mc(t - t) onde: q, ~ BTU/h; m = libras/hom de ar; c = calor esp~cífico do ar em BTU/lb F; t e t = temperaturas, em F, do ar nos dois locais considerados. Para podermos usar a vazão de ar Q em CFM, em vez do peso em libras, teremos que considerar: 60. Q- 45Q onde: 13,34 pés cúbicos é o volume ocupado por libra de ar nas condições normais. Como o calor específico do ar é 0,24, temos: q, ~ 4,5 X 0.24 X Q(t, - t,) Tabela 3.13 Trocas de Ar por Hora nos Recintos Janelas Existentes Nenhuma janela ou porta para o exterior Janelas ou portas em parede Janelas ou portas em 2 paredes Janelas ou portas em 3 paredes Lojas Trocas por Hora 3/4 l/2 2 2

117 106 CÁLCULO DA CARGA TRMCA ~ Em unidades S, teremos: onde: q, = kcallh; m = kg/h de ar; kcal c = calor específico em kgoc ; q, = mc(t- t) t e t= temperaturas, em oc; Q = vazão de ar em m 3 /h; m ~ Q/0,833 ~ 1,2Q. 0,833 m 3 é o volume ocupado por 1 kg de ar, nas condições nonnais. Como o calor específico do ar nas condições normais é 0,24 kcal/kg C: q, ~ 1,2Q X 0,24(t,- t,) Exemplo 3.14: Queremos saber a carga de calor sensível introduzida pelo ar em um recinto com as seguintes características: - Q ~ 169,8 MCM (6.000 CFM); - t, ~ 35C (95F); - t, ~ 26,1 C (79F) Solução: Em unidadys inglesas: - q, ~ 1,08 X 6.000(95-79) ~ BTU/h. Em unidades S: - q, ~ 169,8 X 0,29(35-26,1) X 60 ~ kcallh Método das!testas A penetração do ar exterior no interior do recinto depende da velocidade do vento. Estudos de laboratório consignados na Tabela 3.14, multiplicados pelo comprimento linear da fresta, dão a quantidade de calor que penetra no recinto. Quando no recinto a pressão do ar é superior à do ar exterior, não há penetração do ar de fora e essa parcela pode ser desprezada. O ar introduzido aumenta a carga térmica em calor sensível e calor latente. A carga de calor sensível é dada pela mesma expressão do tem 3.6.1, e a carga de calor latente é dada pela expressão: onde: C ~ (UE, X UE,) X ~ X Q; ql = calor latente em kcallh; UE 2 = umidade específica do ar no interior em ~:; l

118 CÁLCULO DA CARGA TllRMCA ~~-~~----~~~~~~~~~~~~-====c:==- ::::.:. UE 1 =umidade específica do ar na entrada em ~:; Y = peso específico do ar em kg/m 3 ; Q =fluxo de ar em m 3 /h. Ar pelas Frestas Tabela 3.14lnfiltração de Ar Exterior Tipo de Abertura Janela - comum - basculante - guilhotina c/ caixilho de madeira - guilhotina c/ caixilho metálico Porta Ar pelas Portas Observação Mal ajustada Bem ajustada Sem vedação Com vedação Mal ajustada Bem ajustada m!fhpor Metro de Fresta 3,0 3,0 6,5 2,0 4,5 1,8 13,0 6,5 Local mlh por Pessoa Presente no Recinto Condicionado Porta Giratória (1,80 m) Porta de Vaivém (0,90 m) Bancos BarbeariijS DrogariaS e fannácias Escritóriljls de corretagem Escritórios privados Escritórios em geral Lojas de cigarros Lojas em geral Quartos de hospitais Restaurantes Salas de chá ou café Ar pelas Portas Abertas 7 lo Porta de 90 cm mllh Porta del80 cm mlh Para contrabalançar a infiltração com tomada de ar nos condicionadores: Porta de 90 cm m 3 /h Porta delso cm m 3 /h 3.7 Carga Devida à Ventilação Já foi dito que o ar insuflado num recinto condicionado retorna ao equipamento de refrigeração, impulsionado pelo ventilador que deve ser dimensionado de modo a vencer todas as perdas de cargas estáticas e dinâmicas que são oferecidas em todo o circuito do ar. Parte desse ar é perdida pelas frestas, aberturas, e~austores etc., precisando ser recompletada pelo ar exterior. Além desse ar que recompleta as perdas, há o ar neetfssário às pessoas, em metros cúbicos por hora, ou pés cúbicos por minuto, dados esses fornecidos pela Tabela 3.15, baseada na NBR ~--...

119 r 108 CALCULO DA CARGA TÉRMCA, Local Tabela 3.15 Ar ExterWr para Ve11tilação Preferível mlh Pessoa Mínima Percentagem de Pessoas Fumando Apartamentos Baixa Bancos 25 Barbearias B" 25 30% Cassinos- gril!-room % Escritório geral Baixa Estúdios Lojas 48 8 o 35 Baixa Quartos (hospitais) Quartos (hotéis) Residências Restaurantes % 100% (ho~pitais) - Teatros- cinemas- auditórios 13 lo Salas de aula o Salas de diretoria Salas de operação 50-4D Salas de reunião Baixa Aplicações gerais por pessoa {não fumando) l3 8 por pessoa (fumando) Este ar exterior introduz calor sensível e latente ao ser misturado com o ar de retorno antes de passar pelo evaporador. Exemplo3.15: Retomemos o exemplo da carga térmica de um teatro com 500 lugares. Queremos saber qual a quantidade de ar que deve ser forriecida pelo exterior, sabendo-se que é proibido o fumo. Qual será a carga ténnica devida à ventilação, se a temperatura e a umidade do ar interior e exterior são: interior- 25 C e 0,011 kg/kg de ar seco; exterior- 32 C e 0,021 kg/kg de ar seco. Solução: Pela Tabela 3.15, vemos que a quantidade de ar preferível é de 13m 3 /h por pessoa. Ar exterior: 500 X 13 = m 3 /h. O calor sensível será: O calor latente será: A carga devida à ventilação será: q, ~ 0,29Q(t,- t,) ~ 0,29 X 6.500(32-25) ~ kca1/h. q, ~ 583 X (0,021-0,011) X 1,2 X ~ kca1/h ~ kcallh = 19,4 toneladas de refrigeração. 024 ~;.

120 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 109 Exempl.o 3.16: Perdas oas frestas PA Arde retomo (A" Equipam. Ar exterior {AE) de A.C. Perdas por exaustão (PE) A; de lojemeolo (AO Ar de excesso {A Ex) Fig. 3.4 Distribuição de ar nos recintos condicionados. No recinto da Fig. 3.4 temos os seguintes dados: ar de insuflamento: CFM (424,5 MCM); - ar de retorno: CFM (339,6 MCM); - perdas nas frestas: 600 CFM (17 MCM); - perdas por exaustão: CFM (48,1 MCM). Calcular a quantidade de ar exterior e ar de excesso. Soluçüo: Ar exterior = ar de insuflamento - ar de retorno. AE ~ ~ CFM, ou 424,5-339,6 ~ 84,9 MCM; AE ~ PF+ PE+AE:x; AEx ~ ( ) ~ 700 CFM, ou 84,9- ( ,1) ~ 19,8 MCM. 3.8 Carga Térmica Total Conhecida a carga térmica devida a condução, insolação, dutos, pessoas, equipamentos, infiltração e ventilação, e adicionando-os, temos o somatório de calor sensível e calor latente a retirar (ou introduzir) do recinto para obter as condições de conforto desejadas. Somando ambos, temos o calor total. Como medida de segurança, para atender às penetrações eventuais de calor no recinto, acrescentamos mais 10% aos cálculos. Normalmente desejamos o resultado em toneladas de refrigeração, por isso dividimos por o total de BTU/h, por 3,52 o total de kw ou por kcallh o total de kcal/h. 3.9 Total de Ar de nsuflamento Conhecida a carga térmica de calor sensível a ser retirada do recinto e as condições do ar interior e de insuflamento, podemos conhecer a quantidade total de ar em CFM, usando a mesma expressão: q, ~ 1,08 X Q(t,- t,) ou

121 110 CÁLCULO DA CARGA Tt:RMCA onde: t; = temperatura do recinto em F; te= temperatura do ar de entrada no recinto. Ou, em unidades S: onde: Q = vazão de ar em m 3 /h; l; e t,= temperaturas em C; q, = kcal/h. q, ~ Q X 0,29 (t, - t,) Q ~ q, 0,29 X(t;- U Exemplo 3.17: O total de ganho de calor sensível em um recinto é de kcaj/h. A temperatura de bulbo seco do interior é de zsoc e a do ar de insuflamento é de l8 C. Calcular a quantidade de ar a ser insuflado pelo ventilador. Solução: Q = q, 0,29 X (t, - t,) ~ ~==-c- ~ mih ou 985 MCM 0,29 (25-18) Exemplo 3.18: A quantidade total de ar a ser insuflado em 1.1m recinto é de m 3 /h. O interior deve ser mantido a 26 C e o ar penetra no futerior com a temperatura de l9 C. Qual a quantidade de calor sensível que pode ser absorvida pela circulação do ar? Solução: q, ~ 0,29 X Q (t, - t,) ~ 0,29 X (26-19) ~ kcal/h 3.10 Cálculo da Absorção da Umidade dos Recintos Para manter o ar do recinto dentro das condições de conforto desejadas para verão, temos que remover a sua umidade. O ar lançado no recinto absorve essa umidade, e a temperatura de seu ponto de orvalho cresce. Desse modo, a temperatura do ponto de orvalho do ar de insuflamento deve ser inferior à do ar do recinto. Também a temperatura de bulbo seco do ar de insuflamento cresce quando este fica em contato com ar do ambiente condicionado. A umidade absorvida pode ser expressa do seguinte modo: Pv=m Dg onde: Pv =massa total do vapor dágua absorvido em kg/h; m = massa do ar em kg/h; Dg = variação da umidade do ar de insuflamento em kg/kg; l w ="""""*"*""...

122 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 111 UE 2 = umidade específica na entrada em kg/kg de ar seco; UE 1 =idem na saída., li li,, ii " li F onde: Q = vazão de ar em m 3 /h. Exemplo 3.19: A umidade específica de um recinto condicionado deve ser mantida a 0,010 kg/kg. O ar de insuflamento tem a vazão de metros cúbicos por hora e sua umidade específica é de 0,025 kg/kg. Qual a quantidade de umidade absorvida por hora no recinto? ou Solução: Pv ~ 1,2 Q (UE,- UE,) Pv ~ 1,2 X (0,025-0,010) ~ 27 kg/h!!l "!\ \ ii 1\ 3.11 Cálculo do Calor Latente Para dimensionar o equipamento de desumidificação do ar para as condições desejadas, precisamos saber a carga de calor latente. Desse modo, este equipamento proporcionará a condensação da umidade adicionada ao ar circulante no ambiente condicionado. Conforme foi visto na Seção 3.4, o calor latente liberado pela condensação do vapor dágua é de 583 kcal/h por kg de vapor condensado. Assim: ql = 583 X m onde: ql = ganho de calor latente no recinto em kcal/h; m =massa do vap?r dágua condensado em kg/h. Para se poder ava.j.iar o valor condensado, utiliza-se a diferença de entalpias entre o ar de suprimento e o ar na temperatura do ambiente. Assim, temos: Q = vazão de ar em m 3 /h; DL =variação de entalpia do calor latente em kcallkg. Para o ar padrão, temos: Então: ~ ~ 1,2 kgim Exemplo 3.20: Um recinto deve ser mantido à temperatura de bulbo seco de 25 C. O ar de insuflamento é lançado pelo ventilador com vazão de 150m 3 /h e na temperatura de bulbo seco de 10 C. Qual a carga de calor latente que deve ser retirada pelo equipamento de desumidificação? Solução: Precisa-se recorrer a wna tabela de entalpia de vapor saturado para misturas com o ar à pressão atmosférica normal (76 cm de mercúrio) (veja Tabela 3.16). Para:

123 112 CALcUW DA CARGA HRM!CA C de bulbo seco, temos: OoC de bulbo seco, temos: 51,33 kj/kg ou 12,26 kcal/kg 19,28 kj/kg ou 4,60 kcal/kg DL = 7,66 kcallkg q, ~ 1,2 X Q X D, ~ 1,2 X 150 X 7,66 ~ 1.378,8 kcal/h Cálculo do Calor Total Usando a Carta Psicrométrica Expressões semelhantes às anteriores podem ser usadas para calcular o calor total a ser retirado do recinto, conhecendo-se as condições do recinto e do ar a ser insuflado: qr= m X Dh ou onde: qr = calor total em kcal/h; Q =vazão de ar em m 3 /h; m = massa de ar circulante em kg/h; D, =variação de entalpia do ar de insuflamento em kcallkg. Tabela 3.16 Propriedades das Misturas do Ar e Vapor de Água Saturado à Pressão Atmosférica Normal (29 92 Polegadas ou 76 cm de Mercúrio) Entalpia da Mistura Temperatura Massa do Vapor Saturado Entalpia do Vapor de 1 lb de Ar Seco por Massa de Ar Seco Saturado com Vapor Saturado F C grãos/lb g/kg BTU!lb k.j/kg BTU/lb k.jikg ,49 5,21 5,662-13,16 15,230-35, ,95 5,42 5,849-13,60 15,697-36, ,56 39, ,084-14,15 16,172-37, ;ll 41,02 5,86 6,328-14,71 16,657-38, ,67 42,64 6,09 6,580-15,30 17,149-39, ,22 44,31 6,33 6,841-15,91 17,650-41, ,78 46,06 6,58 7,112-16,54 18,161-42, ,33 47,88 6,84 7,391-17,19 18,860-43, ,89 49,70 7,10 7,681-17,86 19,211-44, ,44 51,59 7,37 7,981-18,56 19,751-45, ,00 53,62 7,66 8,291-19,28 20,301-47, ,56 55,65 7,95 8,612-20,03 20,862-48, ,82 8,26 8,945-20,80 21,436-49, ,67 59,99 8,57 9,289-21,60 22,020-51, ,23 8,89 9,644-22,43 22,615-52, ,61 9,23 10,01-23,28 23,22-54, ,06 9,58 10,39-24,16 23,84-55, ,51 9,93 10,79-25,09 24,48-56, ,l0 10,30 ll,19-26,02 25,12-58, ,00 74,83 10,69 11,61-27,00 25,78-59, ,56 77,56 11,08 12,05-28,02 26,46-61, ll 8043 ll ,14 "

124 CÁLCULO DA CARGA TRM!CA ======~~~ Tabela 3.16 Propriedades tias Misturas MAr e Vapor de Água Saturado à Pressão Atmosférica Normal (29 92 Polegadas ou 76 cm de Mercúrio) (Cont) Entalpia da Mistura Temperatura Massa do Vapor Saturado Entalpia do Vapor de llb de Ar Seco por Massa de Ar Seco Saturado com Vapor Saturado F C grãosllb glkg BTU/lb kj/kg BTU/lb kj/kg 62 16,67 83,37 11,91 12,96-30,14 27,85-64, ,22 86,45 12,35 13,44-31,26 28,57-66, ,78 89,60 12,80 13,94-32,42 29,31-68, ,33 92,82 13,26 14,45-33,60 30,06-69, ,89 96,18 13,74 14,98-34,84 30,83-71, ,44 99,68 14,24 15,53-36,12 31,62-73, ,00 103,3 14,75 16,09-37,42 32,42-75, ,56 107,0 15,28 16,67-38,77 33,25-77, ,11 110,7 15,82 17,27-40,16 34,09-79, ,67 114,7 16,39 17,89-41,61 34,95-81, ,22 118,8 16,97 18,53-43,09 35,83-83, ,78 123,0 17,57 19,20-44,65 36,74-85, ,3l 127,3 18,19 19,88-46,23 37,66-87, ,89 131,7 18,82 20,59-47,89 38,61-89, ,44 136,4 19,48 21,31-49,56 39,57-92, ,00 141,1 20,16 22,07-51,33 40,57-94, ,56 146,0 20,86 22,84-53,12 41,58-96, ,11 151,1 21,58 23,64-54,98 42,62-99, ,67 156,3 22,33 24,47-56,91 43,69 - l01, ,22 161,7 23,10 25,32-58,89 44,78-104, ,77 167,2 23,89 26,20-60,93 45,90-106, ,33 173,0 24,71 27,10-23,03 47,04-109, ,88 178,9 25,55 28,04-65,21 48,22-112, ,44 184,9 26,42 29,01-67,47 49,43-114, ,00 191,2 27,31 30,00-69,77 50,66-117, ,56 197,7 28,24 31,03-72,17 51,93-120, ,11 204,3 29,19 32,09-74,63 53,23-123, ,67 211,2 30,17 33,18-77,17 54,56-126, ,22 ~ 218,3 31,18 34,31-79,80 55,93-130, ,78 225,6 32,23 35,47-82,49 57,33-133, ,33 233,1 33,30 36,67-85,29 58,78-136, ,89 240,9 34,41 37,90-88,15 60,25-140, ,44 248,9 35,56 39,18-91,12 61,77-143, ,00 257,1 36,73 40,49-94,17 63,32-147, ,56 265,7 37,95 41,85-97,33 64,92-150, ,11 274,4 39,20 43,24-100,57 66,55-154, ,67 283,4 40,49 44,68-103,92 68,23-158, ,23 292,7 41,82 46,17-107,38 69,96-162, ,78 302,3 43,19 47,70-110,94 71,73-166, ,33 312,2 44,60 49,28 - ll4,62 73,55-171, ,89 322,4 46,06 50,91 - ll8,41 75,42-175, ,44 332,4 47,56 52,59-122,31 77,34-179, ,00 343,8 49,ll 54,32-126,34 79,31-184, ,56 335,0 50,70 56,11-130,50 81,34-189, ,11 366,0 52,30 57,95-134,78 83,42-194, ,67 378,0 54,00 59,85-139,20 85,56-199, ,22 391,0 55,80 61,80-143,74 87,76-204, ,78 403,0 57,60 63,82-148,43 90,03-209, ,33 416,0 59,40 65,91-153,30 92,34-214,77 43,89 430,0 61,40 68,08-158,27 94,72-220, ,44 443,0 63,30 70,27-163,44 97,18-226, ,00 458,0 65,40 72,55-168,74 99,71-231, ,56 473,0 67,50 74,91-174,23 102,31-237,96

125 114 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA ~ Determinação das Condiçõés do Ar de nsuflamento O cálculo da carga térmica de um recinto conduz o calculista ao total de calores sensível e latente, cuja soma fornece o calor total (qt). Dividindo-as, temos: q, = 0,24 X m X DT qt=m Dh q, A relação - q, é chamada de razão de calor sensível (RCS), ou seja, o percentual do calor sensível para o calor total. Conhecida a RCS, através da carta psicrométrica, podemos obter as condições do ar ao entrar no recinto, desde que se conheçam as condições a serem mantidas no ambiente condicionado. O projetista de ar condicionado deve escolher as condições do ar de insuflamento- em um ponto da reta RCS. Essas condições serão as fornecidas pelo equipamento de refrigeração e devem obedecer às especificações do fabricante. Em resumo, o equipamento de refrigeração selecionado deve ser capaz de reduzir as temperaturas de bulbo seco e bulbo úmido do ar circulante para um ponto que caia sobre a retarcs. Essa reta traduz a quantidade de calor sensível e latente a ser retirada do ambiente condicionado. " " Pressão barométrica 101,325 kpa (nível do mar) :. : :i: :! Razão ou fatbr de calor sensível/ calor total.. Fig. 3.5 Carta psicrométrtca. (Por cortesia de TRANE AR CONDTONNG.)

126 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 115 Normalmente, o ar, ao atravessar as serpentinas do çvaporador ou outro trocador de calor, tem alta umidade relativa. Em nosso estudo do uso da carta psicrométrica e cálculo da carga ténnica, tomaremos esta umidade como de 90%, porém, para um caso real, é necessário conhecer as características do equipamento. Ar de exterior "by-passado" Há casos em que o exterior não passa pelas bobinas de esfriamento, porém se mistura com o ar de suprimento para ser insuflado novamente no recinto. sto não afeta a temperatura do BS nem a umidade relativa do ambiente, conforme se pode constatar no exemplo. Exemplo 3.21: Um ambiente tem as seguintes características: temperatura BS = 26 C; - umidade relativa= 50%; ganho de calor sensível = kcallh; ganho de calor latente = kcal/h; total de ar de iiisuflamento = m 3 /h; umidade relativa do ar ao passar pelas bobinas = 90%; temperatura BS do ar exterior = 32 C. Deseja-se saber: Condições do ar ao deixar as bobinas (ponto B). 2 Quantidade de ar a ser esfriado e desumidificado. 3 Quantidade de ar a ser "by-passado". 4 Condições da mistura (ponto D). Solução: 1 Para resolver o problema, vamos nos utilizar da carta psicrométrica da Fig Loca-se o ponto A (condições do ambi6nte) i RCS ~ O.OOO ~ O Traça-se a reta AB até encontrar a linha de UR = 90%. Assim, temos, para o ponto B: 2 3 Q ~ q, 0,29 X (1, - 1,) BS ~ 15"C BU ~ 14"C -:-:-:=1cc0c:.Occ00:_,.,=- ~ mlh 0,29 (26-15) Quantidade de ar a ser "by-passado": ~ 865 mlh 4 - Condições da mistura: T emperatura Bs 3.135X15+865X32 = -"""-~=---= = 18,7 C O ponto D deverá estar sobre a reta RCS = 0,83 na temperatura de BS de 18,7 C e BU = 15,8 C. :i Íi :;

127 r 116 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA Pressão barométrica 101,325 kpa (nível do mar) " o Razão ou fator de calor sensível calor total...., Fig. 3.6 Corta psicrométrica (veja Exemplo 3.21). (Por cortesia de TRANE AR CONDTONNG.) 865 mlh {exterior) 32"C m/h (retorno.)._----õ> ~<>Ç D coo~o,:m"ci<mc---a~-,"";-,;c-c- 15"C - > BS i8,7"c 88 2e c.;; ). BU = 15,8"C UR =50% Fig. 3.7 Esquema do Exemplo 3.21.

128 CÁLCULO DA CARGA TéRMCA 117 ~~ ::=::====---- ::_:_ 3.14 Estimativa de Carga Térmica de Verão Para um cálculo aproximado ou para instalações menos sofisticadas, pode-se usar a Tabela 3.17, que dá uma estimativa para carga térmica de verão. Essa tabela também é útil para a verificação de um cálculo de carga ténnica, conforme abordado em seções anteriores. Foi calculada tomando-se como base os valores abaixo, que abrangem as características das principais cidades brasileiras: - condições externas: BS = 35 C BU ~ 23,8 a 25,5C - condições internas: BS = 24,4 a 26,6 C Umidade relativa = 50% Exemplo 3.22: Queremos saber a carga ténnica aproximada de um banco, no local de atendimento público (hall) com os seguintes dados: - largura = 8 m comprimento.. = 20 m Usando a Tabela 3.17, temos, considerando-se as instalações de padrão médio: Carga térmica Área= 8 X 20 =160m ~ 570,71 X 160 ~ BTU/h ~ ~ 7,6 TR ou ~ X 160 ~ kcal/h ~ ~ 7 6 TR, 3.024, Verificação = 1 :~ = 7,6 TR Total de ar de insuflamento = 32,9 X 160 = m 3 /h Vejamos quaj o número de pessoas que sentiriam confortável este ambiente. Pela Tabela 3.17, teríamos: 160 -:- 4,92 = 33 pessoas Tabela 3.17 Estimativa de Carga Térmica de Verão* Total BTU Metros Metros Tipo Padrão por Hora Quadrados m% Quadrados /cml/h do de por Metro P" por Metro PO por Metro Carga nstalação Quadrado Tonelada Quadrado Pessoa Quadrado Apartamentos Baixo 139,94 85,8 9,13 9,29 35,2 e quartos Médio 215,29 55,7 12,8 16,26 54,2 de hotel Alto 322,93 37,1 16,4 30,19 81,3 Baixo 376,75 31,8 20,1 2,42 94,9 Bancos Médio 570,71 21,0 32,9 4,92 143,8 Alto 807,32 14,8 45,7 7,43 203,4 Baixo 484,39 24,7 23,7 1,86 122,0 Barbearias Médio 785,99 15,2 47,5 3,72 197,9 Alto l.205,60 9,95 80,4 5,37 303,7 Consultórios Baixo 355,22 33,7 21,9 2,69 89,5 médicos e Médio 548,98 21,8 31,0 6,97 138,2 dentários Alto 731,97 16,3 43,8 14,87 184,4 *Pam iluminação e equipamento, condições externas: BS = 35"C; BU = 23,8 a 25,5"C. ~;-

129 118 ÜÍ.LCULO DA CARGA TÉRMCA.~---~~~~ Tabelo 3.17 Estimativa de Carga Ténnica de Verão (Cont.) Total BTU Metros Metros Tipo Padrão por Hora Quadradas mjh Quadrados kcal/h d< d< por Metro PO por Metro po por Metro Carga nstalação Quadrado Tonelada Quadrado Pessoa Quadrado Baixo 376, ,1 1,58 94,9 Drogaria~ Médio 753,50 15,9 34,7 3,62 189,8 Alto 1.173,31 10,2 62,1 8,55 295,5 E8crit6rios Baixo 236,81 50,6 12,8 2,97 590,6 em geral Médio 462,86 25,9 25,5 9,76 116,6 Alto 775,03 15,5 40,2 25,83 195,2 Grandes lojas Baixo 215,29 55,7 9,1 1,86 54,2 no subsolo Médio 322,93 37,1 14,6 2,79 81,3 Alto 419,81 28,6 21,9 8,83 105,7 Grandes lojas Baixo 269,11 44,6 16,5 1,49 67,8 no pavimento Médio 452,10 26,5 23,8 3,25 113,9 principal Alto 667,39 17,9 36,6 8,36 168,1 Baixo 527,45 22,8 29,2 1,58 132,9 nstitutos de beleza Médio 807,32 14,9 42,0 3,90 203,3 Alto 1.227,16 9,8 54,8 6,97 309,1 Lojas de roupas Baixo 419,81 28,6 20,1 4,46 105,7 para crianças Médio 441,34 27,2 32,9 8,92 111,1 Alto 452,10 26,5 58,5 12,08 113,9 Lojas de roupas Baixo 355,22 33,8 16,4 5,57 89,5 para homens Médio 484,39 24,8 25,6 10,96 122,0 Alto 914,96 13,1 32,9 19,04 230,5 Lojas de roupas Baixo 322,93 37,1 14,1 2,04 81,3 para senhoras Médio 462,86 25,9 43,9 5,67 116,6 Alto 699,68 17,2 126,1 9,94 176,2 Lojas de roupas Baixo 312,16 38,4 16,5 2,51 78,6 em geral Médio 473,63 25,3 25,6 6,04 119,3 Alto 731,97 16,4 38,4 10,31 184,3 Lojas de vários Baixo 236,81 50,8 14,1 1,86 59,6 tipos Médio 559,74 21,4 34,7 8,36 140,9 Alto 1.926,80 6,2 107,9 17,84 485,3 Meu:earias Baixo 473,63 25,3 23,7 1,12 119,3 Médio 882,67 13,6 45,7 3,34 222,3 Alto 1.528,53 7,9 87,7 6,69 385,0 Museus de arte Baixo 322,93 37,1 16,5 3,72 81,3 e bibliotecas Médio 548,98 21,9 29,2 5,57 138,2 Alto 807,32 14,9 37,9 7,43 203,3 Restaurantes Baixo 667,38 18,0 14,1 0,83 168,1 Médio 1.237,89 9,7 38,4 1,67 3ll,8 Alto 2.798,77 4,3 69,4 2,97 704,9 Tavemas e boates Baixo 269,11 44,6 14,1 0,74 67,7 Médio 861,14 13,9 25,6 1,67 216,9 Alto 1.776,10 6,8 51,2 6,97 447,3 Teatros Baixo 796,56 15,0 274,2t 0,56 200,6 Médio 990,31 12,1 365,6t 0,74 249,4 Alto 1.237,89 9,7 548,3t l,ll 311,8 tcfm de arde1um1d>ficado por pessoo. cond1ções mtemas: BS = 24 a 27 c; 50% umidade..,..,,, = =

130 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA Métodos Rápidos para Avaliação da Carga Térmica de Verão para Pequenos Recintos Unidades compactas (self-contained)* Com base em publicações americanas, damos a seqüência para avaliação rápida de carga térmica. Os fatores multiplicativos foram obtidos por ensaios e permitem uma avaliação com precisão aceitável em instalações menos exigentes (veja Quadro 3.1 ). Na primeira coluna, temos as fontes de ganho de calor; na segunda, a área em metros quadrados e em pés quadrados;** na terceira coluna, os fatores de acordo com a Tabela 3.18; na quarta coluna temos as cargas térmicas parciais em BTU/h. Exemplo 3.23: Queremos calcular, pelo método rápido, a carga térmica de um recinto com as seguintes características: escritório comercial com as dimensões de 20 X 15m com funcionamento normal das 12 às 18 h, situado no último andar do edifício; as salas vizinhas não são condicionadas. A parede externa de 20 m está voltada para NO, possui uma janela de vidro com cortina colorida com as dimensões de 17 X 2,10 m. A parede externa de 15 m está voltada para SO e possui uma janela de vidro de 12 X 2,10 m. As demais paredes são internas; pé-direito= 3m, alvenaria média. Na sala existem 20 lâmpadas incandescentes de 200 W cada e diversas máquinas de escrever elétricas totalizando 2 HP; é ocupada por 15 pessoas em movimento e 25 pessoas sentadas. e O uso de fumo é leve. BS ~ 32"C (90"F) BU = 27 C (80 F) do ar exterior 20m NO 17x2,10m so- E E o N " ~ X N Solução (veja Quadro 3.1): V amos considerar somente a parede de 20 m voltada para o Sol. Preenchendo a folha de estimativa rápida para umidades self-contained, temos: A - ganho por condução tem 5- total: BTU/h B - ganho devido ao Sol tem BTU/h *O mesmo çákulo pode ser desenvolvido por meio de um programa para microcomputadores (Térmica 2) que pode ser solidtado diretamente ao amor no endereço hcengenhariatj@ aol.com **Um metro quadrado equivale a pés quadrados; m = 3,28 ft.

131 120 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA C - ganho devido às pessoas: sentadas- 400 BTU/h; em movimento- 660 BTU/h tem 9- total: BTU/h - D - ganho devido à luz e a aparelhos elétricos tem 1 O BTU/h E - outras fontes tem BTU/h F - ventilação ou infiltração ventilação: 40 X 15 = 600 CFM (fumo leve) m. fil 1 traçao: _ CFM6 = --:-5,"60-X ,2::._X:_:_:_O::._Xc:.::1,:.5 ~ (Usaremos o maior, ou seja, 807 CFM X multiplicador ou 807 X 49) tem 12- total: BTU/h - G - carga térmica total tens = BTU/h ,; 144 TR Observação: Se os cálculos fossem feitos pelo método indicado na Tabela 3.17, acharíamos para escritório médio: BTU/h ou 11,5 TR. Quadro 3.1 Estimativa Rápida de Carga Térmica- Self-contained* A. Ganho por conduçã? m Pés QuadraMs FatorA BTU!h. Janelas na sombra 25, Paredes e divisórias (excluir as janqlas) 149, Piso Tetos Total do item A AREA B. Ganho devido ao Sol Fator B 6. Janelas expostas ao Sol 35, c. Ganho devido às pessoas N. 6 de pessoas Fator 7. Pessoas sentadas ou em movimento lento Pessoas trabalhando ou dançando Total do item C D. Ganho devido à luz e a aparelhos elétricos Fator BTU/h 10. Total de watts , E. Outras fontes FatorE li. Total dn item D F. Ventilação ou infiltração Fator F FatorG 12. Total do item F G. Carga térmica total ( ) o mc,mu c.ucul" está disponível em programa para microcomputadores- Térmica 2.

132 CÁLCULO DA CARGA TRM!CA 121 Tabela 3.18 Fatores para o Cálculo da Carga Térmica Fatores A- Condução Temperatura BS externa 90 F (32 C) 95 F (35 C) Janelas na sombra Paredes -alvenaria pesada 3 5 Paredes- alvenaria média 4 5 Paredes 2 3 Paredes -revestimento médio 4 5 Divisórias- revestimento simples 7 10 Divisórias- revestimento duplo 4 5 Divisória de vidro Tijolo de vidro 5 8 Piso 3 4 Teto sob recinto não-ventilado Teto sob recinto ventilado 9 11 Teto sob telhado Teto sob piso ocupado 3 5 Obs.: Se o teta tiver o isolamento de l", multiplicar por 0,4; se de 2", multiplicar por 0,3; se de 4", multiplicar por 0,2. Fatores B- Ganho Devido ao Sol Janela voltada para: Vidro simples e duplo sem proteção Veneziana com toldo Cortina colorida ou veneziana interna Tijolo de vidro sem proteção SE li O E li O 72 NE N NO o li O 72 so!lo Fatores E- Outras Fomes Salões de beleza- número de aparelhos X Motores elétricos -total de HP X Bicos de gás -número X Máquinas de café -,número x 900 Cafeteiras industriais- capacidade em galões X Banho-maria (elétrii::a)- pés quadrados X 550 Banho-maria (gás)--;- pés quadrados X Outras fontes especificadas- BTU/h Fatores F- Ventilação ou nfiltração Calcular as exig~ncias da ventilação-infiltração e usar o maior CFM Ventilação N.o de ocupantes X 7,5 = CFM (sem fumo) N. 0 de ocupantes X 15 = CFM (fumo leve) N. 0 de ocupantes X 40 = CFM (fumo pesado) nfiltração CFM= comp. X larg. X alt. X 60 Obs.: Dimensões em pés: = (uma parede externa) = 1,5 (duas paredes externas) = 2 (três ou mais paredes externas) Fatores G- Multiplicador da nfiltração ou Ventilação para Vários Temperaturas de Bulbo Úmido Temp. BU l Fmor li!

133 122 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA Unidades de ar condicionado individuais Embora de menor responsabilidade, os aparelhos de ar condicionado individuais, de utilização exclusiva para um ambiente (quartos, salas, escritórios etc.), também devem ser especificados de modo a atenderem à carga ténnica desses ambientes. A folha de cálculo da Tabela 3.19 dá uma indicação para os aparelhos da marca Philco. Exemplo: Um escritório com 40 m 2, ocupado normalmente por 10 pessoas, laje entre andares, terá a seguinte carga térmica com janelas de 8m 2, sem proteção à tarde: Carga devida à laje: kcallh Carga devida à janela: Total: kcal/h ou 2 aparelhos mod. F50 M V Se houver proteção na janela: Carga devida à laje: Cat:ga devida à janela: Total: kcal/h kcallh ou 2 aparelhos mod. F40 M V Tabela 3.19 Folha de Cálculo da Philco para Levantamento de Carga Térmica em kcal/h tem 1-Teto em laje m parcial N. 0 de pessoas N.o de pessoas lo N.o de pessoas l N. o de pessoas Teto sob tejhado N.o de pessoas N.o de pessoas N. o de pessoas N.o de pessoas

134 CÁLCULO DA CARGA TRMCA 123 -~ ====::_==--= Tabela 3.19 Folha de Cálculo da Philco para Levantamento de Carga Térmica em kcavh (Cont.) 3- Teto entre andares N. 0 de pessoas N. 0 de pessoas N. 0 de pessoas N. 0 de pessoas Janelas nl si proteção (tarde) N. 0 de pessoas N. 0 de pessoas N. 0 de pessoas N." de pessoas Janelas m d proteção (tarde) N. o de pessoas os N. 0 de pessoas N. 0 de pessoas N. 0 de pessoas parcial Total kcal/h

135 124 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA =::: _ Modelo Philco M Fl9P8l F25 C3 F30 C3l F40 M32 F50M32 F70G32 o lo V llov llov 220V 220V 220V D F19P8l F25 C31 F30 C31 Q40 M32... F70S32 E 220V 220V 220V 220V V L... o Ql9 P81 Q25 C31 F30M !lO V 220V 220V Q19P81 Q30M V 220V... kcallh Unidades individuais com condensador remoto externo e evaporador interno, com controle remoto (Veja Seção 8.4) Modernamente, existem aparelhos individuais que, além de condensador remoto (instalado fora do ambiente condicionado para diminuir o barulho), possuem controle remoto Exemplo de Cálculo da Carga Térmica de uma nstalação Central de Ar Condicionado* Seja o prédio a ser condicionado para verão descrito na Fig Trata-se de dois restaurantes para diretoria, visitas e funcionários, num total de 48 pessoas, anexos a uma copa onde é preparada parte das refeições. Uma única casa de máquinas para o ar condicionado abrigará as máquinas a serem especificadas; no caso, condensadas a ar. Solução: Para sistematizar o cálculo, apresentamos as folhas do "cálculo estimado da carga térmica", que serão preenchidas de acordo com os dados do problema, para unidades do Sistema nternacional (S). tem 1: preenchido de acordo com os dados do cliente; tem 2: as características do verão local deverão obedecer à nonna NBR-6401, quanto às condições externa e interna, ou dados relativos ao conforto tirados de tabelas específicas para cada caso; tem 3: as características da construção devem ser tiradas das especificações da obra; tem 4.1: são as dimensões das paredes externas, tiradas da planta de arquitetura, incluindo as janelas; tem 4.2: são as dimensões das janelas com vidro: U = 5,18 (vidro simples); DT = 10 (veja Tabelas 3.2 e 3.3). *O mesmo cálculo acha-se desenvolvido por meio de um programa para microcomputadores- Térmica 1.

136 , ----, --- CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA 125 j v " A n t d;;; A y ;i,, ; ,10 coz.,,w ;,,00. 7,25 2,25 " é " 7 RESTAURANTE D RETORES " co" 4.00 " OESP. 2,10. RESTAURANTE VSTAS " ~ MÁQUNAS " SANT. SANT. "-"" [ L Fig. 3.8 Exemplo de cákulo de carga térmica (planta).,.,.

137 126 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA :::: Fig. 3.9 Projeto de instalação de ar condicionado de um restaurante (planta). " DESCAROA DO AA (PREVffiTElll),..,.._...,_, aas:a..,...,;,o tl" ~ -n -~-,.~-- -.,=--~----- ""~P" "-----~

138 ! CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA ==-==-=---=- CJ CF-;:1 /i\. 23 X 20 FORRO ----!o.,- 20 X 47 l:??o:i lxlx /i\. 20 X 47 - RESTAURANTE CORTE AA 28,27 MCM 28,27 MCM Fig. 3.9o Projeto de instalação de ar condicionado de um restaurante (cortes).

139 128 CÁLCULO DA CARGA T!íR.UCA tem 4.3: são as dimensões externas, excluindo as janelas (áreas do tem 4.1 menos do tem 4.2). Para o cálculo de U, procede-se como sendo parede de alvenaria com embaço de 2 cm interno e externo. Temos os seguintes valores (veja Tabela 3.1): - embaço de 2 cm C = 2,39 kcallh m 2 C - tijolo de uma vez de 20 cm (comum) filme exterior (vento de 24 km/h) filme interior.... c~ o,2 1,11 h~ 29,3 h~ 7,13 R~ _1_+_1_+ 0, _1_ ~ 1,17 29,3 2,30 1,11 2,39 7,13 u~-~o85 1,17 tem 4.4: para as pa.redes divisórias, toma-se, por aproximação, o mesmo U = 0,85; o DTseria 5,5 (Tabela 3.2), porém como o diferencial entre o ar exterior e o interior é 10, o DT será 5,5 + 0,6 = 6,1. tem 4.6: para o teta consideramos laje de 8 cm de espessura (concreto com areia e brita; DT = 5,5 + 0,6 = 6,1). R~ + 0, ~ 0, 74 7,13 1,48 2,39 7,13 o 74 u~- ~ 1351 tem 5.1: janela de vidro voltada para o oeste- 9,60 X 2; fator solar para as 16 h do dia 20 de fevereiro igual a 448 X 0,6 por ter persianas internas. tem 5.2: janelas de vidro voltada para o sul no mesmo dia e hora considerados- 4,70 X 2; fator solar igual a 35 X 0,6, por ter per~ianas internas. tem 5.3: parede volt~da para o oeste; U = 0,85; DT = ,1 = 21,1 (veja Tabela 3.6). tem 5.4: telhado de cor clara; DT = 8, = 18,3 (veja Tabela 3.6); u~ 1,35L tem 6.1: supondo os dutos já projetados: a= 31,3 m (comprimento total); b = 0,47 m (largura média); c= 0,35 m (altura); A~ 2c(a + b) ~ 2 X 0,35 (31,3 + 0,47) ~ 22,23 m; DT~ ~ 20C; U = 0,73 (Tabela 3.7- duto isolado com 1112 polegada) kcallh m 2 C. tem 7.2: total de pessoas em movimento moderado= 48. Pela Tabela 3.8: - fator sensível = 64 kcal/h; - fator latente = 101,8 kcallh. tem 8.4: carga devida à iluminação fluorescente: - total de watts: (tirado da planta elétrica); - fator devido ao reatar: 1,2; - fator de transformação: 1 kw-h = 860 kcal Na iluminação incandescente, multiplicar os watts por 0,86. tem 9.1: carga devida à infiltração- método das frestas (Tabela 3.14): - janelas comuns: 4 m lineares: 41 X 3 = 123m 3 /h ou Q = 123m 3 /h;

140 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA calor sensível: q_, = Q X 0,29 (t, - t;) = 123 X 0,29 X 10 = 357 kcallh; - calor latente: ql = 583 X C; onde: C= (UE 2 - UE 1 ) X -y X Q (veja tem 3.6.2); C~ (0,021-0,011) X 1,2 X 123 ~ 1,48; ql = 583 X 1,48 = 861 kcal/h. tem 11.1: carga devida à ventilação (veja Seção 3.7): - para restaurante (Tabela 3.15), ar exterior para ventilação: 35m 3 /h por pessoa ou 48 X 35 = m 3 /h. tem 11.2: q, = Q X 0,29 (t. - t;) = X 0,29 X 10 = kcal/h- sensível. tem 11.3: ql = 583 X c onde: C~ (0,021-0,011) X 1,2 X ~ 20,16; ql = 583 X 20,16 = kcal/h -latente. tem 12.1: - total de calor sensível: tem 10.1 = kcal/h tem 11.2 = kcal/h Subtotal = kcallh tem 12.2: - total de calor latente: tem 10.2 = kcal!h tem 11.3 = kcallh Subtotal ~ kcavh tem 12.3: - calor total: tem 12.1 tem 12.2 = kcal/h ~ kcal/h Subtotal = kcal/h Segurança 10% = kcallh Total = kcal/h. _ total (kca!lh) toneladas de refngeraçao = = = 14,3 TR tem 13.1: percentagem de calor sensível: tem 10.1 = X 100 = 75 % tem tem 13.2: temperatura BS do ar de insuflamento = SOC (com base na umidade relativa de 90% na saída das serpentinas e usando a carta psicrométrica com a RCS = 75%). tem 13.3: temperatura BU do ar de insuflamento = 14 C. tem 13.4: diferencial de temperatura do ar de insuflamento: - temperatura BS do recinto -tem 13.2 = = 10 C. tem 13.5: total de ar de insuflamento: Q ~ q, 0,29 X (t, - t,) ,29 X 10 = m3 /h ou = 100 MCM._....,...., ri i -~-

141 130 CÁLCULO DA CARGA TRMCA CÁLCULO ESTMADO DA CARGA TÉRMCA Endereço: Estrada Boa Esperança Pavimento: Térreo Dependência: Restaurante Central Latitude: Hora: 16 h 1 CLENTE 2 CARACTERíSTCAS DO VERÃO LOCAL 2.1 Temperatura ec e F) nterior Exterior Bulbo seco Bulbo úmido 25 C (7TF) 35 C (95 F) 26, o c (79 F) Ponto de orvalho 2.2 Umidade relativa 55(%) 3 CARACTERÍSTCAS DA CONSTRUÇÃO 3. t Telhado (x) Claro ( ) Médio (x) Escuro 3.2 Paredes externas ( ) Clara (x) Média ( ) Escura 3.3 Janelas ( ) Com toldo ( ) Na sombra (x) Sem proteção 4 GANHOS POR CONDUÇÃO -CALOR SENSÍVEL Dimensões Área u DT Calor Sensfvel (m) (m2) kcal!h w 4.1 Parede ex tema 15,70 X 3 47,10 (Total) 4.2 Janelas 14,30 X 2 28,60 5, ,5 com vidro 4.3 Parede e:>lcluindo 18,50 0, janela 4.4 Paredes 35,95 X 3 107,85 0,85 6,1 559 divisórias 4.5 Vidros nas divisórirns 4.6 Teto ou 9,7 X 7, ,83 l,351 6,1 814 telhado 4,75 X 6,0 4.7 Diversos 4.8 Total de 3.011,5 condução l

142 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA ==-=="-== GANHO POR NSOLAÇÃO- CALOR SENSÍVEL Dimensões Area Fator Solar u DT Calor Sensível (m X m) (ml) local/h w 5.1 Janelas com vidro 9,60 X 2 19,2 448 X 0, ,9 voltadas p/ oeste 5.2 Janelas com vidro 4,70 X 2 9,4 35 X 0,6 197,4 voltadas p/ sul 5.3 Pored~ 9,7 X 3 29,1 0,85 21,1 521,91 voltadas p/ oeste 5.4 Telhados 9,70 X 7,25 98,8 1,351 18, ,75 X 6,0 5.5 Clarabóias. 5.6 Diversos 5.7 Total de 8.322,21 insolação 6 GANHO NOS DUTOS -CALOR SENSÍVEL Dimensões (m) Area (m 2 ) Calor Sensível DT u a b 2c(a +b) kcal/h w 6.1 Total nos 31,3 0,47 0,35 22,23 0, ,6 dutos 7.1 Sentadas 7 GANHO DEVDO ÀS PESSOAS- CALOR SENSÍVEL E LA1ENTE Fator Fator Calor Sensível Calor Latente Pessoas N." Sensível Latente local/h w local/h w 7.2 Em exercício , ,4 moderado 7.3 Em movimento brusco 7.4 Total devido ,4 às pessoas

143 132 CÁLCUJ..O DA CARGA TF.RM!CA ~~~ GANHO DEVDO AOS EQUPAMENTOS -CALOR SENSÍVEL E LATENTE Watts HP Fator Calor Sensível Calor Latente kcal/h w kcaflh w 8. L Pequenos motores elétricos (2 HP) ou menores 8.2 Pequenos motores elétricos (3 HP) ou maiores 8.3 Luz incandescente 8.4 Luz fluorescente X 1,2 0, Equipamentos a gás 8.6 Tubulações. 8.7 Diversos 8.8 Total devido aos equipamentos 9 GANHO DEVDO À NFLTRAÇÃO -CALOR SENSÍVEL E LATENTE Calor Sensível Calor Latente kcal/h w kcal/h w 9.L nfiltração pelas janelas ,nfiltração pelas janelas 9.3 nfiltrações diversas 9.4 Total de infiltrações lo RESUMO Calor Sensível Calor Latente kcaflh w kcaflh w 4.8 Condução 3.011,5 5.7 nsolação L Dutos 324,6 7.4 Pessoas ,4 8.8 Equipamentos nfiltração Total sensível Total latente Calor total ,;

144 ---~ CALCULO DA CARGA TÉRMCA GANHO DE CALOR DEVDO À VENTLAÇÃO- CALOR SENSÍVEL E LATENTE 11.1 N. 0 de pessoas 48 X 35 m 3 /h/pessoa = m 3 /h 11.2 m 3 /h de ar exterior = X 0,29 (t. - t;) = kcal/h- sensível 11.3 m 3 /h de ar exterior= X 1,2 (UE 2 - UE 1 ) X 583 = kcal/h -latente Observação: UE 2 - UE 1 X 583- sempre positivo. li, 12.1 Sensível tem 10.1 = kcal/h tem 11.2 = kcal/h Subtotal = kcallh 12.2 Latente ltem 0.2 = kcallh tem 11.3 = kcal/h Subtotal = kcal/h 12.3 Calor total Jtem 12.1 ltem 12.2 = kcal/h ~ kca1/h Subtotal ~ kca1/h Segtrrança 10%= kcal/h Total =43.142kcal/h 12 CARGA 1ÉRMCA TOTAL. Total (kcallh) Toneladas de refrigeração: = = 14,3 TR Média = 98 8 m 2 14,31R 13.1 Percentagem de calor sensível: = 6,81 m 2 trr (corresponde na Tabela 3.17 a restaurante entre alto e médio padrão) 13 TOTAL DE AR DE NSUFLAMENTO tem 10.1 X 100 = X 100 = 75% tem Temperatura de bulbo seco do ar de insutlamento = l5 C 13.3 Temperatura de bulbo úmido do ar de insuflamento = l4 C 13.4 Diferencial de temperatura do ar de insutlamento: bulbo seco do recinto = 25 C - tem 13.2 = woc 13.5 TotaJ de insutlamento = " e:"m"_10é.c.l "" "5.809m/hou o-100mcm J = 0,29 X tem ,29 X 10 A título de exemplo transcreveremos o resultado do Programa Ténnica 1, já disponível para aquisição de interessados (veja Cartão-resposta).

145 134 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA CÁLCULO ESTMADO DA CARGA TÉRMCA Nome: Helio Creder Engenharia Ltda. End.: Av. Franklin Roosevelt Te!.: (21) Estado: RJ Município: Rio de Janeiro aol.com CLENTE End.: A v. Franklin Roosevelt Pavimento: aridar Dependência: 39 sala 1103 Latitude: Hora: 21 h 21 mio Data: 07/05/02 NÍCO DO CÁLCULO CARACTERÍSTCAS DO VERÃO LOCAL Temperatura ( 0 C) Bulbo seco Bulbo úmido Ponto de orvalho : Umidade relativa(%) nterior Exterior 35 26,1 CARACTERÍSTCAS DA CONSTRUÇÃO Cor do telhado: claro Paredes externas: médio Janelas: sem proteção GANHO POR CONDUÇÃO Total de condução: 4641,21 GANHO POR NSOLAÇÃO Total de insolação: 7979,2 GANHO NOS DUTOS Total nos dutos: 324,69,j

146 li,,,, li li i:!,,, li li ; Total latente: 4886,4 Total sensível: 3072 Total de pessoas: 48 GANHO POR PESSOAS CÁLCULO DA CARGA TéRMCA 135,,!,, > Total devido aos equipamentos: Calor sensível: 2,11 Calor latente: GANHOPOREQUWAMENTOS GANHO POR NFLTRAÇÃO Total de infiltraçâo: Total sensível: 357 Total latente: 861 GANHO POR NFLTRAÇÃO- MÉTODO DAS FRESTAS i i nfiltração de ar exterior em metros cúbicos por metros de frestas: 123 Umidade específica na entrada: 0,011 Umidade específica na saída: 0,021 Ar exterior para ventilação: 35 RESUMO Calor total sensível: 16376,20 Calor total latente: 5747,40 Calor total: 22123,60 GANHO DE CALOR DEVDO À VENTLAÇÃO N. 0 de pessoas X m 3 /h/pessoa: 1680 Metros cúbicos/h de ar exterior (sensível): 4872 Metros cúbicos/h de ar exterior (latente): 11753,28 Sensível (Total sensível + m 3 /h de ar ext.): 21248,20 Latente (Total latente + m 3 /h de ar ext.): 17500,68 Subtotal: 38748,88 Margem de segurança (10%): 3874,89 Total: 42623,77 Toneladas de refrigeração (carga total/3024): 14,10 CARGA TÉRMCA TOTAL

147 li! 136 CÁLCULO DA CARGA TÉlRMCA Percentagem de calor sensível: 74,02 Temperatura do bulbo seco de ar de insufl 15 Temperatura do bulbo úmido de ar de insufl.: 14 Diferencial de temperatura de ar de insufl.: 10 Total de insuflamento m 3 /h: ,68 Total de insuflamento m 3 /m: 9411,61 TOTAL DE AR DE NSUFLAMENTO Os cálculos foram feitos de acordo com o projeto de arquitetura- plantas e cortes (veja Exemplo 3.17). ExERCÍCOS PROPOSTOS 1. Calcular o coeficiente global de transmissão de calor para uma parede composta das seguintes camadas: embaço de 2 cm; concreto corp. areia e pedra - 25 cm; - ladrilho de 2 cm; - velocidade do ar exterior 12 km/h. Usar unidades S. 2. Calcular o coeficiente global de transmissão de calor para uma parede de alvenaria de pedra de 30 cm de espessura. - velocidade do exterior 24 km/h. Usar unidades S. 3. Calcular a quantidade de calor solar transmitido através de uma janela de vidro com os seguintes dados: dimensões: 800 X 2,50 m; local; Região Sudoeste; - hora: 17 h; - data: 22 de dezembro; face da janela voltada para o sul; condições: sef!l proteção. Usar unidades S. 4. Se a janela do exeocício anterior tiver a sua face voltada para oeste, qual a quantidade de calor solar transmitida? 5. Calcular o fluxo de calor solar através da parede considerada no Exercício 1, onde: área = 20 X 4 m; t, = 35 C; t, = 24 C parede voltada para o norte, cor escura. Usar unidades S. 6. Calcular a quantidade de calor transmitida através dos dutos de insuflamento de ar de uma instalação com os seguintes dados: seção do duto: 0,50 X 0,40 m; - comprimento do duto: 25 m; isolamento em lã de vidro: 1/2 polegada (13 mm); temperatura do ar de insuflamento: l5 C; temperatura do ar exterior: 32 C. Usar unidades S. 7. Calcular a carga ténnica devida às pessoas em um salão de danças com os seguintes dados: - número de pessoas: 300;

148 CÁLCULO DA CARGA TÉRMCA temperatura de ambiente: 26 C. Usar unidades S, e em toneladas de refrigeração. 8. Calcular a carga térmica devida à iluminação em um escritório com os seguintes dados: - 20 aparelhos de luz fluorescente de 4 X 40 W; - lo spots de luz incandescente de 150 W. Usar unidades S e BTU/h. 9. Calcular a carga de calor sensível introduzida em um recinto com as seguintes características: - vazão de ar: 200 m 3 por minuto (MCM); - temperatura do ar exterior: 32 C- umidade 60%; - temperatura do ar interior: 24 C- umidade 50%. Usar unidades S e BTU/h. 10. Calcular a carga de calor latente introduzida no recinto, com os dados do Exercício 9. Usar unidades inglesas (BTU/h) e dar a resposta também em unidades S. 11. Calcular a quantidade de ar que deve ser insuflada em um recinto, para manter as seguintes características internas: - f; = 25 C; - q_, = 45 kw (carga de calor sensível). e a temperatura do ar de insuflamento de 19 C. 12. Um recinto deve ser mantido à temperatura de bulbo seco de 26,4 C. O ar de insuflamento é lançado na vazão de 300 MCM (metros cúbicos por minuto) e com a temperatura de 15,4 C. Calcular a carga de calor latente que deve ser retirada pelo equipamento de desumidificação. Usar a Tabela Utilizando a C<l!ffi psicrométrica da Trane, determinar as condições do ar de insuflamento para os seguintes dados: calor total: kcal/h; RCS ~ 0,80; condições interiores: bulbo seco:: 25 C; umidade relativa: 55%; vazão de ar: 60 MCM. 14. Usando os mesmos dados do Exercício 13, calcular a umidade específica do ar ao passar pelas bobinas de esfriamento e após ficar dentro das condições interiores (BS = 26,5 C e UR =55%). 15. Usando o método rápido de avaliação de carga térmica de verão (veja Seção 3.16), calcular a carga térmica em TR de um recinto com as seguintes características: - restaurante com funcionamento diurno; dimensões: 30 X 30 m; andar térreo, prédio exclusivo para o restaurante; paredes voltadas para leste e oeste com janelas contíguas de dimensões totais de 8 X 2m; paredes voltadas para norte e sul sem janelas; 1 pé-direito: 3m; alvenaria pesada;! carga devida à iluminação: 5 kw; ocupação: 80 pessoas; bulbo seco externo: 32 C; bulbo úmido: 25,6 C; uso de fumo leve. Observação: Teta sem isolamento, considerar somente a janela O para ganho devido ao sol. Desprezar a carga do piso. Janelas sem proteção.

149 4.1 Dutos de Chapas Metálicas Dutos são condutores de ar que permitem sua circulação desde o ventilador até os pontos de insutlamento (aerofuses, grelhas etc.), bem como o retorno. O normal é a existência de recirculação do ar, isto é, uma vez circulando no ambiente, o ar retorna à máquina; isso representa economia na instalação. Em casos especiais, como salas de operações dos hospitais, locais de emanações poluidoras etc., não será conveniente o retomo do ar à máquina; isso onera a instalação. Em ambos os casos o circuito do ar é fechado como um circuito elétrico análogo: o primeiro caso é o normal, de condutor fase e retorno; no segundo caso seria o circuito com volta pela terra (análogo à atmosfera) (veja Fig. 4.1). Usam-se dutos como condutores de ar para os seguintes fins: insuflamcnto e retorno de ar; ar exterior; câmara misturadora de ar de retorno e exterior; como carcaça cobrindo os filtros, serpentinas, eliminadores e ventiladores. Os dutos representam em custo médio cerca de 25% de toda instalação. Para o dimensionamento dos dutos, precisamos levar em conta os seguintes fatores: volume de ar a ser circulado: velocidade de ar através dos dutos; resistência a ser vencida no duto. As partes componentes de um sistema de dutos são (veja Figs. 4.2 e 4.3): dutos retas; CL!rvas; desvios; peças de transição; invólucros: Fase Condutor Condutor Gerador Retorno CRCUTO ELÉTRCO CRCUTO ELÉTRCO COM VOLTA PELA TERRA -..,.. terra Duto de insuflamento Duto de insullamento Ambiente Consumidor Consumidor Ventilador Ambiente Duto de retorno CRCUTO DE AR atmosfera CRCUTO DE AR SEM RETORNO fig, 4.1 Analogia entre um cirçuito elétrico e um circuito de ar. atmosfera

150 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 139 ONDE OS DUTOS SÃO USADOS Duto de ii de ar ~: :~:::~:ç~o~u duto de i Duto de ar exterior Câmara misturadora NDCAÇÃO DETALHADA DE VÁROS ELEMENTOS DO SSTEMA DE DUTOS Contraventamento Largura tl::kl} Dii Duto reto Raio 2.t::Q,,, ~~: Curva Desvio Raio 1 Transformação Planta,--- Porta d acesso ~o-~ ~ -. Vista da extremidade Elevação Fig. 4.2 Partes componentes de um sistema de dutos.

151 140 MEOS DE CoNDUÇÃO DO AR COMO SÃO EMPREGADOS OS REGSTROS NOS DUTOS DE CONDCONAMENTO DE AR Duto principal -b- ~ Registro \ Ramal /lo-- + ~_L_ REGSTRO DVSÓRO Palhetas (veios) JOELHO RETO -!---., -,, Registro Duto L ", y 1 REGSTRO DE VOLUME ~C:c llt::=_- rr---,,,l:::::::c.--=- _ Registro REGSTRO DE VENEZANA Carcaça VENEZANAS ESTACONÁRAS LGAÇÕES DE LONA Fig. 4.3 Partes componentes de um sistema de dutos. registras divisórios e quadrantes; registras de volume e quadrantes; palhetas para as curvas; portas de acesso; registras tipo veneziana; - registras estacionários; - telas de entrada de ar; ligação de lonas para amortecer vibrações Métodos de dimensionamento de dutos Há três métodos usados no dimensionamento dos dutos de um sistema de ar condicionado: método da velocidade; método de igual perda de carga; método da recuperação estática.

152 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 141 O fluxo de qualquer fluido se verifica por diferença de pressão. No caso do ar, essa diferença de pressão é proporcionada pelo ventilador e é de pequena proporção. Se considerarmos desprezível o atrito, podemos utilizar as mesmas leis da queda dos corpos: onde: v= velocidade em m/s ou em pés por segundo (FPS); g =aceleração da gravidade= 9,81 m/s 2 ou 32,2 ft/s 2 ; h = diferença da gravidade em metros ou em pés. (4.1) Em unidades do sistema inglês, a fórmula acima pode ser simplificada para: onde: h,. = diferençã de pressão em polegadas de água; p = densidade do ar em libras por pés cúbicos; v = velocidade em pés por minuto. v= 1096,5 j"!!;_ p (4.2) então Para o ar padrão: v= Jh~,,em unidades inglesas, e v o: 242,4 -Jh~, metro por minuto. p 0, libras por pés cúbicos em unidades métricas (hv em mm de coluna dágua) para o ar padrão de 1,2 kg/m 3 e v em Exemplo 4.1: Qual a diferença de pressão correspondente à velocidade do ar de pés por minuto (853,4 m por minuto)? v hv = = 0,488 pol. dágua, ou v h ~--- = 12,4mmdeCA v 242,2 2 As resistências opostas ao fluxo de ar resultam em perda de pressão, e são de dois tipos: atrito devido ao cantata com as superfícies (veja Fig. 4.4); perdas dinâmicas devidas a mudança de direção, turbulência e mudanças de velocidade (veja Figs. 4.5 e4.6). A equação geral para o dimensionamento dos dutos é a mesma equação geral usada para o fluxo de qualquer fluido: onde: Q = vazão em m/min (MCM); A = área em m 2 ; V= velocidade em m/min (MPM) ,;j...,,..... ~.. ==..... c,-,,. "

153 142 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR mm de águalm - " - "- - ",- -<OO lo o "" " " " ~ ~ " É \. K X.X 00 " li " ",. v /! pol. de água/1 00 pés Fig. 4.4 Perda por atrito nos dutos retos.

154 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 143 Petdas por atrho em rnmlm 1G c as o ".. ~ o > ~ ~ " ~ ~~ E U ~ & - -~ ~ ~o. i ~ p" i o!l:.f,..._... > - ~,,.. " - lli 111. lf\ vt m,. - ~,., ~..,.. ~ 141,5 118,2 f B4,R~~:. rr ~... 7 v A\U.>K ( ~ ~ ffft ij ~ai ~ \JXf 1-ill Jj u; 1.,J[ 11~ ~"~ \L?) í ~ t-~-~/l,- t i. \:~-.:1~~\li O,X (,X <04 O.OB 0.1 P,l! D,3 0A O.B ,1 Pol/100 pés mm~ 0,064 mmlm (instalaçõ normais) "m Fig. 4.4(o) Perdas por atrito em polegadas de coluna dúgua/100 pés e em mm de C.A./m. Reproduzida com permissão da TRANE - Air Conditioning Manual.,.

155 144 ME!OS DE CONDUÇÃO DO AR Fig. 4.4(b) Perdas por atrito em polegadas de coluna dágua/100 pés e em mm de C.A./m. Reproduzida com permissão da TRANE - Air Conditioning Manual.

156 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 145 Velocidade- pés/min H H " " " <t " 1,50 ", 0,0 0,25 0,15 0,12 o, 1/ 1/ 1/ 1,20 1,00 0,90 o.ao 0,70 0,60 " ,30 0,25 0,20.. 0,15 rn 0,12 0,11 0,10 o 0,09 o.oa 0,07 ~ 0,06.. o 0,05 " o 0,04 " 0,03 " 0,025 0,02 0,015 0,012 0,01 0,009 0,008 0,007 0,006 0,005 0,004," " Veklcidade- m/min Fórmulas V= 4.005,JP; (unidades inglesas) V= 242.4,JP; (unidades métricas) Exemplo: Velocidade = 400 MPM Perda dinâmica = 2,8 mm/m Fig. 4.5 Perdas de pressão dinâmica....

157 146 MruOS DE CONDUÇÃO DO AR 1 " D C2l ~ D ~ Ar.guloreto-O,BxP, Curvadas -0,3X P, f----l--1 Ralo duplo -0,2 x P, CURVA90 JOELHO AETO COM PALHETAS y Aelaç;ão ~ Pllltlade<:aflla ~ " " " 0,75 " 0,75 " " " ~ " 0,18 " \,75 0,165XP,,, 0,15 " - ~," Palhetas " CURVA 90" COM PALHETAS,\ f---1 ~"" ~ 0,25 0,75 \,75 P&rdade 0<090 1,75 " 0.50 " " ,15 "" 0,\2 " 0,\0 " " 0,09 X P, O,OB CURVA45" A Perda de carga- 0,5 x P, B Perda de carga x P, f ~. Registro de venn:!lanas Perdadacarga-1,0 x P, 85% area livre Pardadecarga-1,0 x P, Venellanas e><temas ao tempo 00% área livre Perda de carga-1,5 x P., GRELHAS E REGSTAOS Grelhas-1,2 X P, Registras -1,5 x P, Trarosiç!io com registro Perda de carge-0,30 X P, PLACAS Perda de carga- 0,5 X P, \! ELMNADORES 3 pa$$es AliA ~B Área Convergente Divergente Transição =2 0,05 ~ P, A/Am1,76 0,08 X P, A/ A= 1,5 0,10 X P, AA= X P, AliA= ~ P, AA=0, < P, AA 0,50 0,76 X P, AA=0,25 1,00 X P, i Perda de carga- 1,0 x P, Fig. 4.6 Perda de carga nas várias partes de um sistema de dutos...

158 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR ~~~~~~~~~~~~~~~-="-=-=-=-=-=~= Exemplo 4.2: Quais as dimensões de um duto pelo qual passam 600 m 3 de ar por minuto, na velocidade de 450 m por mi~ nuto? Solução: Q 600 A=-=--= 1,33m 2 v 450 Dimensões: 0,90 X 1,48 m ou 1,0 X 1,33 m A exemplo do que ocorre em outros fluidos, no deslocamento do ar a energia total permanece constante ao longo do fluxo, como se pode ver na Fig Pressão estática- corresponde à energia potencial do ar. Pressão dinâmica- corresponde à energia cinética do ar. Fig. 4.7 Pressões e veloddades ao longo dos dutos de ar. Na seção 1 do duto, temos: baixa pressão estática; alta velocidade; alta pressão dlnâmica. Na seção 2, temos: alta pressão estática; baixa velocidade; baixa pressão dinâmica. Na seção 3, temos: baixa pressão estática; alta velocidade; alta pressão dinâmica. A energia total nas três seções é constante, descontando~se as perdas, ou, em outras palavras: O que se ganha em energia cinética perde-se em energia potencial, e vice-versa. O ventilador do sistema deve vencer a pressão total oposta pelo sistema de dutos. Métodos de cálculos dos dutos Método da velocidade Este método deve ser usado para pequenos sistemas ou em grandes sistemas com poucos dutos e no máximo cinco ou seis bocas. É um método empírico no qual é a velocidade arbitrariamente fixada no ventilador e, com base na experiência, reduzida em sucessivas etapas.

159 148 MEOS DE CoNDUÇÃO DO AR Exemplo 4.3: Dimensione um sistema de duto cujas vazões de três das bocas são de 10 MCM e duas de 30 MCM (veja Fig. 4.8). Solução: Arbitrariamente, fixamos a velocidade no ventilador em 10m/sou 600 MPM e vamos reduzindo gradualmente até 400 MPM na boca 1. Por questões de facilidade na instalação dos dutos, vamos fixar uma das dimensões em 30 cm. Trecho E (Boca 1): Q 30 A = - = - = 0,075 m ou 0,30 X 0,25 m v 400 Trecho D: Q = =.60MCM V= 450MPM. 60 A~-= O,l3m 2 ou 0,30 X 0,43m 450 Boca 2: 30 A ~ -- = O 067 m 2 ou 0,30 X 0,22 m 450 Trecho C: Q = V= 480MPM Boca 3: = 70MCM 0,15 n!j."~ ou 0,30 X 0,5 m lo A~--= 0,021 n 2 ou 0,21 X O,lOm 480 Trecho B: Q=O+lO MCM V= 500MPM ,16 m 2 ou 0,30 x 0,53 m Boca 4: 10 A ~- = 0,02m 2 ou 0,20 X O,!Om 500 Trecho A: Q ~ = 90MCM v~ 520MPM A ~ 90 - = 0,17m ou 0,30 X 0,57m 520

160 1.. /,.g~ - a; :e. ">,, Qü O o Var~tilador Velocidade da salda 600 MPM Vazão 90 MCM 30 X 50,smlssão " ~~~~ Motor Carcaça l Duto de retomo BOMCM 300 MPM 30 X 90 Transição 30 x 50 para 30 X 57 \ Jj_A 1";1 ~ ~ J ~~-~â~ 500MPM 30 X X 50 90MCM 70MCM _É20MPM 480 MPM B l Registro divisório Ck, 30 X 43 60MCM 450 MPM 30 X 25 30MCM 400 MPM 1~\ ~\ 2~\3~ j j Transição Transição Transição j 30 X 5 P" 30 X35 po" 30 X 50 poo 30 j 30X53 30X50 30X43 Bocas Salda tomcm 520 MPM Boca 4 Boca 3 Boca 2 Salda Saída Saída 10MCM 10MCM 30MCM 500 MPM 480 MPM 450 MPM E,/- ol1, J\ Transição X 43 pom 30 X 25 Registro de volume j Boca 1 Saída 30MCM 400 MPM +30X25 Fig. 4.8 Dimensionamento de dutos pelo método da velocidade. g ~ j1, o 8 ~ F :i

161 150 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR Boca 5: 10 A~-~ O,Ol9m 2 ou 0,19 X O,lOm 520 No ventilador temos: Q: 90MCM V 600MPM 90 A ~- = 0,15 m 2 ou 0,30 X 0,50m 600 Retomo: Admitindo 10% de perda pelas frestas. Q 80MCM V= 300MPM 80 A ~- = 0,27 h} ou 0,30 X 0,90m 300 Q v Ar exterior: JOMCM 152,4 MPM 10 A ~ -- = 0,07 m 2 ou 0,30 X 0,23 m 152,4 f i l Método da igual perda de carga Este método se baseia na circulação de ar e perdas em dutos redondos; para dutos retangulares, será necessária a conversão da bitola do duto redondo em doto retangular (equivalente) com a mesma quantidade de ar circulante e as mesmas perdas. Com estas considerações, nos dutos retangulares teremos menor velocidade de ar para mesma vazão e as mesmas perdas. Na Fig. 4.4, temos as perdas de carga ou resistências em milímetros de coluna dágua por metro de comprimento no eixo das cibcissas (horizontal). No eixo das ordenadas (vertical), temos as vazões em metros cúbicos por minuto (MCM). Nas diagonais da esquerda superior para a direita inferior, temos as velocidades em metros por minuto (MPM). Nas diagonais da esquerda inferior para a direita superior, temos o diâmetro dos dutos em polegadas. Ainda na Fig. 4.4, temos as grandezas vazão, velocidade e perdas, nos sistemas métrico e inglês. Na Fig. 4.9, temos os dutos retangulares equivalentes aos circulares para igual perda de carga. Exemplo 4.4: Em uma instalação temos os seguintes dados: vazão de ar = 85 MCM; resistência ou perda de carga = 0,05 mm de água por metro. Calcular a velocidade, o diâmetro do duto redondo e o duto retangular equivalente. Solução: Pelo gráfico da Fig. 4.4(a), temos: velocidade = 365 MPM diâmetro = 60,96 cm. Em dimensões métricas, pela Fig. 4.9, temos 58 X 51 cm. _,_.._ LW w."="""".. :.

162 MEOs DE CONDUÇÃO DO AR 151 \ \,\ \ "l\ " [\ \\ s,\,< l\,\ 0.1\. Ladododuto Exemplo: Duto circular de 24" = duto retangular de 58 x 51 cm Fig. 4.9 Dutos retangulares equivalentes a dutos circulares.

163 152 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR DADOS PRÁTCOS PARA O DMENSONAMENTO DE DUTOS Para instalações usuais, tomar a perda de carga O, 1 polegada de C.A. por 100 pés lineares de duto ou 0,083 mm por m de duto. Para instalações que exijam silêncio, como residências, igrejas, estações de rádio ou TV, tomar a perda de carga 0,045 polegada de C.A. por 100 pés lineares de dutos. Para instalações industriais, em que o silêncio não é tão importante, usar a perda de carga de O, 1 a O, 15 polegada de C.A. por 100 pés. A menor dimensão dos dutos não deve ser inferior a 4 polegadas (10 cm). Para residências, a dimensão mínima dos dutos pode ser de 3 3/4" (9,5 cm). Nas diversas seções contínuas de dutos, deve-se sempre manter uma mesma dimensão, por exemplo: 1.a seção = 20 X 15; 2.a seção = 15 X 10; 3.a seção = lo X 15. As grelhas de ins~tlamento devem ter as dimensões de 2 X 1 entre a largura e a altura, podendo chegar ao máximo de 6 X ( O projeto dos dutos deve ser o mais simples e retilíneo possível. Não é possível outras tubulações ou obstruções nos dutos projetados. Exemplo: Calcule o sistema de dutos pelo método da igual perda ilustrado na Fig. 4.10, onde temos os seguintes dados: ar de insutlamento total = 250 MCM; - ar exterior = 50 MCM; ar de retomo = 20q MCM; perda de carga básica= 0,1 polegada de C.A. por 100 pés ou 0,083 mm/metro; tipo da instalação = industrial; dimensões do recitito: comprimento = 33 m, largura = 18,3 m, altura = 3,66 m. Solução: nicialmente precisamos saber a vazão de ar por grelha, o que será visto na Seção 4.2. L Organiza-se um quadro semelhante ao apresentado a seguir (Tabela 4.1 ), que sistematiza todo o cálculo e permite verificações düs resultados. Numeram-se as bocas das grelhas e mantém-se uma mesma dimensão, por questão de estética. O cálculo deve começar pelos pontos mais afastados, até chegar ao ventilador. Pelo ábaco utilizado, verifica-se se as velocidades do ar estão dentro dos limites da NBR-6401;* obtido o diâmetro do duto em polegadas, utilizando-se o ábaco da Fig Método da recuperação estática Este método é bem mais complexo que os dois anteriores, e sua aplicação só se justifica em casos especiais. Baseia-se no princípio de que, num sistema de dutos sob a ação do ar em determinadas vazão e velocidade, temos as seguintes pressões em jogo: pressão estática (Pe), que pode ser medida aplicando-se o manômetro de coluna dágua na extremidade do duto (Fig. 4.12); - pressão total (P,), medida aplicando-se o manômetro no meio do duto (Fig. 4.13); - pressão devida à velocidade (PJ, que resulta da equação: P=Pv+~ (4.3) *Veja Tabela 5.5.

164 ).. ~. Ar11:rt11mo L 40 X 40 r ""orno 2 40 X 40 75,50 MCM MÉTODO DE GUAL PERDA SOMCM R11tomo 1 55 X 60 ~~24MCM 14MCM Boca 11 14MCM Boca 10 lnsuflamel\to 80 X 80 *80 X 80 J 22 X MCM Boca20 20 X MCM Boca X 20 lnsufiamento ""250 MCM Retomo = 200 MCM Ar e:rt11mo = 50 MCM 11 MCM Boca MCM Boca x40 38 X 35 T Ramal B s R 50x50 ai P 45x45 o M 40X40 L K 25x25 60 x60 60 X X X MCM Boca 7 58 X 50 Boca MCM 20 X X 20 Boca MCM 11 MCM Boca4 40 X 40 Boca MCM 20 X MCM Boca2 20 X MCM Boca X25 tr> 25 X 25 J Boca MCM H Boca 9 17MCM Ramal A F E 5oxso Gl5ox5o 20 X X 18 Boca 8 11 MCM 40 X X40 20X18 20X16 BocaS Boca 5 11 MCM 11 MCM c 30 X 30 Bocas 11 MCM B 20 X X 40 A 25 X 25 _, 17MCM Fig. 4.10(u) Dimensionamento de dutos pelo método de igual perda de carga. Obs.: Existe um software paro cálculo de dutos (DUTOS).! ~ 8 ~ ~ ~

165 154 MEDSDECO"N~OU~Ç~Ã~O~O"OA"_ o. o< o~ ~(!l.; ~ i " ~ ~ o. e 2~ o O c ~ " o g

166 Tabela 41. Exemplo do Sistema de Cálculo de Dutos Trecho do Duro Grelha Vazão Vazão Didmetrodo Retangular Perda Dimensão em Acum. em Velocidade Área Duto em Equivalente de Carga em cm Trecho Boca MCM MCM emmpm emm 1 Polegadas cm X cm emmm!m Ramal A 76 X 15 A-B ,5 0,069 11,67 25 X 25 O, 61 X 15 A-B , ,80 40 X 40 O,! 51 X 15 B-C ,115 15,09 40 X 40 0,1 51 X 15 C-D ,131 16,11 40X 40 O, 61 X 15 C-D ,167 18,18 40 X 40 0,1 61 X 15 D--E ,192 19,42 40 X 42 0,1 61 X 15 E-F ,209 20,33 50 X 50 O, 51 X 15 F-G ,230 21,31 50 X 50 0,1 76 X 15 o-h 9 17 l ,269 23,07 58 X 50 0,1 51 X 15 H ,268 24,29 60 X 60 0,1 51 X 15 1-J ,295 24,13 60 X 60 0,1 Ramal A , X X 60 0,1 RamalB 76 X 15 J.:...K ,05 10,50 25 X 25 0,1 76 X 15 J-K ,07 11,75 25 X 25 0,1 61 X 15 }\-L ,10 14,23 38 X 35 0,1 51 X 15 L--M ,12 15,71 40 X 40 O,! 51 X 15 M ,14 16,93 40 X 40 0,1 51 X 15 ()...P ,17 18,39 45 X 45 0,1 51 X 15 P--() ,17 18,39 45 X 45 0,1 51 X 15 ()...R ,21 20,53 50 X 50 0,1 51 X 15 R--S ,21 20,78 50 X 50 O, RamalB ,21 20,78 60 X 50 0,1 nsuflamento ,46 30,17 80 X 80 O, Retorno 1 124, ,29 24,02 55 X 60 0,1 Retorno2 75, ,17 18,70 40X40 0,1 Ar exterior ,13 16,02 40x40 0,1

167 156 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR Para o ar padrão, temos a seguinte fórmula: onde: v Pv = em unidades inglesas 4005 v e Pv = em unidades métricas 242,2 P,. =perdas de pressão devidas à velocidade (pressão dinâmica); V= velocidade do ar em FPM ou em MPM. (4.4) Supondo-se a seção constante de um duto e a vazão de ar diminuindo ao longo do trecho considerado, verifica-se que P" decresce ao longo do doto e P, cresce. sso é conhecido por recuperação estática e permite, selecionando-se as velocidades de modo conveniente em cada trecho, a obtenção de um sistema bem balanceado. A recuperação da pressão estática entre os pontos A e B de um sistema de dutos é dada pela equação: onde: Ph = recuperação da pressão estática. R [( VA ) (-- Vs )] h Exemplo4.5: Suponhamos um sistema de dutos de seção circular constante de 30 polegadas com as vazões mostradas no diagrama unifilar da Fig Ou seja, no trecho 1-2, a vazão no doto é de CFM, e nas três bocas foram insuflados CFM e CFM. Pelo ábaco da perda de carga por atrito (Fig. 4.4), temos: Trecho 1-2 Trecho 2-3 Trecho 3-4 Observação L Vazão em CFM Dado do problema 2. Diâmetro em pol Dado do problema 3. Velocidade em FPM Fig Perda por atrito (unitária) 0,20 O, lo 0,035 Da Fig. 4.4 para 100 pés 5. Perda por atrito no trecho 0,10 0,05 0,018 Da Fig. 4.4 para 50 pés 6. Pressão de velocidade de (PJ 0,30 0,13 0,05 Fig Pressão total (P,) 0,80 0,75 0,732 P, = 0,9-item 5 8. Pressão estática (P,) 0,50 0,62 0,682 P, = P,- Pv (item 7, item 6) CFM CFM CFM â " " CFM CFM CFM 8,. G) Fig Diagrama unifilor do exemplo da Seção

168 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 157 Duto Tubo de pressão estática Direção do fluxo de ar lig Medida da pressão estática em um duto. Supondo nb ponto a pressão total P, = 0,9, subtraindo a perda por atrito no trecho (item 5), teremos a pressão total nos pontos (item 7), e, desses valores subtraindo P, temos a pressão estática Pe (item 8). Nota-se que a pressão estática aumentou, ou seja, houve recuperação da pressão estática. V amos agora calcular o dimensionamento dos dutos, neste mesmo exemplo pelo método de igual perda, usando a perda de 0,10 polegada de água por 00 pés. No trecho 1-2: Q ~ CFM Pela Fig. 4.4, resulta o diâmetro de 35 polegadas de V= FPM. No trecho 2-3: Diâmetro =;o 30:polegadas e V= FPM No trecho 3-4: Q ~ 7.000CFM Q ~ 4.000CFM Diâmetro= 25 polegadas e V= FPM Comparando o peso de chapas nos dois métodos, temos: Área lateral Chapa Peso Método de Recuperação Estática 109m 2 ll kg Método de gual Perda 109m 2 n kg Obse11ação: para a chapa n. 0 20, tomou-se o peso dy 8,080 kg/m 2 Assim, no duto principal não há diferença sob o ponto de vista de economia de chapas. Usando a expressão da recuperação da pressão estática entre os pontos 2 e 4, temos: Ph=0,75 [( 2100) (850)] 4005 =0,172 ou os valores encontrados: 0,682-0,50 = 0,182, verifica-se uma pequena diferença de 0,01 polegada..,...

169 158 MEios DE CoNDUÇÃO DO AR Bitolas recomendadas para as chapas galvanizadas Segundo a NBR-6401, as bitolas das chapas galvanizadas recomendadas para a fabricação dos dutos são as da Tabela 4.2. Tabela 4 2 Bitolas de Chapas Recomendadas na Fabricação dos Dutos nos Sistemas de Baixa Pressão- NBR6401 Espessuras Circular Alumfnio Aço Galvanizado Calandrado com Retangular Helicoidal Costura Longitudinal Lado Maior Bitola ~ Bitola mm (mm) (mm) (mm) 24 0, ,50 até 225 até 450 até , , a a , , a a a , , a a a , , a a a Na Fig vemos indicações das juntas empregadas nas emendas das chapas galvanizadas para a fabricação de dutos Perdas de pressão em um sistema de dutos No deslocamento do ar através de um sistema de dutos, devem ser consideradas as seguintes pressões: pressão estática- Pe (Fig. 4.12); pressão dinâmica (devida à velocidade) - P v; pressão total ---;- P, (Fig. 4.13). Tubo de pressão total Direção do fluxo de ar Fig Medida da pressão total em um duto. Já sabemos que: P 1 =Pe+Pv As relações entre os valores de Pe e Pv variam em cada ponto de um sistema de dutos, pois já vimos que parte da pressão dinâmica pode ser transformada em estática, e vice-versa.

170 ~MB~OO~D~ =CD~ND~UÇ~Ã~D~D~D~A>~--~~~5~9 A pressão total representa a pressão de resistência que o sistema ventilador-motor deve vencer para manter o fluxo de ar na vazão e velocidade desejadas Perdas de pressão estática (P,J O ar deslocando-se em um duto perde pressão estática por atrito com a superfície interna. À semelhança do que ocorre com a água, quanto maior a vazão de ar, maiores serão as perdas por atrito. Se o ar estivesse parado, teríamos somente pressão estática no interior dos dutos, porém, como há deslocamento, temos pressão estática e dinâmica Perdas de pressão dinâmica (P,) Para determinada velocidade, há uma pressão dinâmica, e quanto mais alta for a velocidade, maior será a pressão dinâmica. Na Fig. 4.5 vemos um ábaco que fornece a pressão dinâmica em polegadas de coluna dágua e milímetros de coluna dágua em função da velocidade. As perdas de pressão dinâmica são baseadas nas fórmulas para o ar padrão [Eq. (4.2)], em unidades do sistema inglês ou do sistema métrico. Exemplo 4.6: Queremos saber qual a pressão dinâmica do ar para uma velocidade de 400 m/min, ou seja, pés/min. Soluçâo: Pelo ábaco da Fig. 4.5, corresponde a 2,8 mm, ou O, 11 polegada, de coluna dágua Perdas de carga acidentais Como é fácil de se concluir, quando se trata de um trecho reto de um sistema de dutos ou uma curva, joelho, tê etc., as perdas são diferentes. A Fig. 4.6 fornece valores das perdas de carga em função da pressão dinâmica para os diferentes acidentes encontrados nos dutos Pressão de resistência de um sistema de dutos (PJ É a pressão total que o ventilador precisa vencer para insuflar o ar nos recintos condicionados. A pressão total representa as perdas por atrito nos trechos retas e as perdas acidentais nas derivações, curvas, joelhos etc. Não se leva em conta as perdas nos ventiladores~ já consideradas pelos fabricantes. Os dutos de insuflamento, de retorno e o de ar exterior são considerados separadamente no cálculo: o de insuflamento é sempre computado, e, para os de retorno e exterior, toma-se o que conduz a maiores perdas. Os fabricantes de ventiladores estabelecem as pressões de resistência do sistema de dutos normalmente entre 118" (3,2 mm) ou 1/4" (6,4 mm) até 2" (50,8 mm)_ Exemplo 4. 7: Calcule a pressão de resistência do sistema de dutos estimado pelo método da velocidade na Fig. 4.8 e adaptado para o cálculo da pressão de resistência na Fig Solução: (a) Boca 1: grelha unidirecional P,.= 1,2X Pv(Fig.4.6) V= 400MPM P.. 2,8 mm dágua (Fig. 4.5) f!. = 1,2 X 2,8 = 3,36 mm dágua

171 r 160 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR Ventilador { Velocidade de safda = 600 MPM Vazão = 90 MCM 1 Grelha de retomo 80MCM 300 MPM 80MCM 300 MPM Fig Exemplo de cálculo de pressão de resistência em dutos. (b) Duto com 1,5 m V= 400MPM Q ~ 30MCM Perda de carga por metro Para 1,5 m será: 2,8 : X 1,5 (c) Curva de 90 P, Pv V 400MPM P, 2,8 mm (Fig. 4.5) Resulta: P,. = 0,25 X 2,8 = 0,7 mm (d) Duto com 3 m Perda de carga: 2,8 X 3 = 8,4 mm (e) Transição n. o 1 V = 400MPM; P,- = 0,3 X Pv P, = 2,8 mm Resulta: P,- = 0,3 X 2,8 = 0,84 mm 2,8 mm dágua = 4,2mm (f) Duto de 3 m (idem ao item d) Perda de carga = 8,4 mm

172 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR ~-~ ~~~~~-= (g) Transição n. 0 2 V = 480MPM; P,=0,3XP,_. fv == 4,4 mm dágua Resulta: P,. = 0,3 X 4,4 = 1,32 mm (h) Duto de 3m (idem ao item d) Perda de carga = 8,4 mm (i) Transição n. 0 3 V = SOOMPM P,. = 0,3 X P,_. Pv = 4,5 mm Resulta: Pr = 0,3 X 4,5 = 1,35 mm (J) Duto de 3 m (idem ao item d) Perda de carga = 8,4 mm (k) Transição n. 0 4 V = 520MPM P,=0,3X.Jt fv = 4,8 mm Resulta: P, = 0,3 X 4,8 = 1,44 mm (l) Duto com 1:,5 m Perda de carga: 5,0 X 1,5 = 7,5 mm (m) Transição n. 0 5 V= 520 MPM Seção anterior: 0,38 Seção posterior: 0,38 Relação: 0,216 -~~ 0,193 ], 12 x 0,51 = 0,193m 2 X 0,57 = 0,216 m 2 Entrando na Fig. 4.6, para 1,12 temos: P,. = 0,12 X Pv fv = 4.8 Resulta: P, == O, 12 X 4,8 = 0,576 mm Total para duto de insuflamento: - soma dos itens a até m Pr = 58,246 mm - duto de retorno

173 162 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR (n) Grelha V= 300MPM P,. = 1,6 Perda de carga =,2 X P v (o) Duto com 4,6 m 1,2 X 1,6 = 1,92 mm Q" 80MCM V= 300MPM Perda de carga por metro: 1,6 mm Para os 4,6 m: 1,6 X 4,6 = 7,36 mm Total para o duto de retorno: - soma dos itens me o P, = 9,28 mm - duto de ar exterior (p) Veneziana externa V = 152,4 MPM ft. = 0,41 mm Perda de carga:,5 X Pv (q) Duto com 3m 1,5 X 0,41 V = 152MPM Q" 20MCM Perda de carga por metro: 0,4 mm Total para 3m = 3 X 0,4 = 1,2 mm Total do duto do ar exterior: - soma dos intens p e q P,. = 1,81 mm dágua (r) Eliminadores (3 passes) V = 152MPM ft_, = 0,41.mm Perda de carga:,o X P,. = 1 X 0,41 (s) Transição n. q 0 0,615 mm 0,41 mm V V 200 MPM (velocidade na carcaça) 600 MPM (velocidade no ventilador) Relação entre áreas: 3 = 0,6 Por interpolação: P,. = 0,5 X Pv lt = 6,8 mm (para 600 MPM) P,. = 0,5 X 6,8 = 3,4 mm (t) Filtros de ar P,. = 5 mm (estimado) (u) Serpentinas de esfriamento P,. = 6,35 (tirado do catálogo) Pressão de resistência total P,. (total) P, (insuflamento) + P, (retorno) + P, (ar exterior) + itens r, s, t, u P, (total) = 58, ,28 + 1,81 + 0,41 + 3, , ,496 mm dágua 1L----~- ----

174 l MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 163 O ventilador para esse sistema deverá ter possibilidade de vencer uma pressão de resistência de 84,496 mm de coluna dágua ou, aproximadamente, 1114 de polegada de C.A solamento e junção dos dutos Para melhor eficiência do sistema, os dutos de insuflamento de ar devem ser isolados, pois a diferença de temperatura entre o ar interior do duto e o ar exterior provoca aumento da carga ténnica, além da migração da umidade. Este isolamento deve ser protegido por papel Kraft e alumínio para constituírem uma barreira ao vapor. Na Fig vemos alguns detalhes de isolamento de dutos com soflex, um isolante próprio para dutos da firma Santa Marina, constituído de fibras de vidro, aglomeradas por resinas sintéticas, e revestido em uma das faces por alumínio em folha sobre papel Kraft. Os dutos de retomo normalmente não precisam de isolamento. Na Fig. 4.15, temos detalhes das juntas usadas na fabricação dos dutos, indispensáveis à petfeita vedação. 4.2 Distribuição de Ar nos Recintos O ar, depois de impulsionado pelo ventilador através do sistema de dotas, deverá ser distribuído no ambiente condicionado por meio de grelhas ou difusores de teta. O dimensionamento das grelhas e difusores é de grande importância para a eficiência do sistema de condicionamento do ar, pois através desses elementos deve ser assegurada uma distribuição uniforme do ar a uma altura adequada acima do piso, de modo que todas as correntes de ar se fonnem acima da linhn de respiração. Essa linha de respiração deve ficar cerca de 5 pés (1,50 m) acima do piso. As grelhas podem ser simples, quando não têm meios de controle de ar, ou com registro, quando existem réguas móveis que permitem o controle da vazão de ar. Ambas as grelhas (simples ou com registras) podem ser usadas para o insuflamento ou retorno do ar ao recinto (Fig. 4.17). Os difusores são colocados no teto e podem ser usados para o insuflamento e retorno do ar. Existem difusores de forma quadrada, retangular, circular etc., cada tipo devendo combinar com a decoração do ambiente e com disposição harmônica em relação às luminárias, vigas, bicos de sprinklers, pontos de detectores de fumaça, de alto-falan~es e;tc. (Fig. 4.18) Grelhas simples e com registras As grelhas normalmente são fabricadas em aço, alumínio e outros materiais, com os mais diversos acabamentos. Suas dimensões mais usuais são em polegadas. A forma normal das grelhas é retangular e é importante ~ Vedação achatada PARA JUNTAS LONGTUDNAS Vedação de Pittsburgh ~ Junta de chaveta Junta levantada PARA JUNTAS TRANSVERSAS Ferro chato, grosso Junta levantada reforçada fig juntas empregadas na fabricação de dutos de chapas.

175 164 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR lsoflex Feltro Transpasse Pontos de cola Transpasse -loofi"p40 Pontos de cola (à base de PVA) Duto de chapa Cintas de plâstico Selo Cola à base de borracha lsoflex Feltro Transpasse 25mm..K Fig solamento de dutos (lsoflex da Companhia Santa Marina). Transpasse / (revestimento)..., ~ Duto Grelhas simples com réguas horizontais lixas ou ajustáveis. ~---~ Registras Grelhas com réguas defletoras horizontais na frente e registro ajustável com réguas verticais por trás. - o - o o o li Duto Grelhas simples com réguas verticais fixas ou ajustáveis. Registras o o ;. - o o Duto Grelhas com réguas defletoras verticais na frente e registro ajustável com réguas horizontais por trás., - - o Grelha de retorno com réguas fixas horizontais e verticais. Fig Tipos usuais de grelhas simples e com registro.

176 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 165 Fig. 4,18 Tipos de difusores de teto de alta velocidade. para o projetista a área livre, isto é, a área disponível (largura X altura) menos a área ocupada pelas réguas. A área livre das grelhas normalmente encontradas em insuflamento do ar varia de 75% a 85% da área total. Para o retomo poderá haver grelhas com áreas livres de 60% a 90%. A moldura da grelha não deve ser considerada nos cálculos. Para se escolher uma grelha de insuflamento do ar, basta saber a vazão e velocidade de ar. Exemplo 4.8: Queremos especificar uma grelha para insuflamento de ar com as seguintes características: - vazão 600 CFM (16,9 m 3 /min); - velocidade 800 FPM (243,8 m/min); - área livre de 80%. Solução: Q 600 A = V = 800 = 0,75 pés quadrados (0,069 m2 ) Ārea 1. tvre: -- 0,75 = 0,93 pés quadrados (0,086m 2 ) 0,8 0,93 X 144 = 135 polegadas quadradas Como dado prático, pode-se usar a relação entre largura e altura de 2 para até 5 para, para o insuflamento; e para o retomo, qualquer relação. Pelos catálogos de fabricantes, seria escolhido o tipo de grelha (simples deflexão, dupla deflexão ou com registro) nas dimensões: Comprimento Altura Pofegadns cm Polegadas cm 18 45,7 8 20, ,9 6 15,2 Para facilitar a difusão do ar no recinto, será sempre preferível a utilização de grelhas com registras, que permitem regulagens de modo a não haver correntes de ar em nenhum ponto (Fig. 4.9). Há grelhas de até sete direções, cada uma escolhida de acordo com a velocidade do ar, pois quanto maior o número de direções, menor será o alcance do jato do ar (Fig. 4.20). A escolha da grelha está condicionada também à forma do recinto (Fig. 4.21)

177 Borda ~ o o o Réguas o o Fluxo de ar Largura da grelha Fig Detalhes de grelhas simples ou com registro. +1- Unidirecional Três direções Cinco direções Duas direções Quatro direções Sete direções Fig Detalhe da deflexdo angular aproximado do ar ao sair de vártos tipos de grelhas. 1 \ \)/ \\!,lj\ Fig Sugestões paro a seleção das grelhas em diferentes recintos ~ -- - L

178 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR Escolha da altura da grelha de insuflamento Na Fig. 4.22, vemos como o ar insuflado pela grelha se distribui pelo recinto. O jato de ar deve cobrir toda a distância entre a parede da grelha e a parede oposta, mas de tal maneira a ficar cerca de 30 cm acima da linha da respiração, que é de 1,50 m acima do piso. Pela mesma figura, verifica-se que a grelha deve ficar 15 cm abaixo do teto e no mesmo nível de qualquer viga. Para se escolher corretamente a altura da grelha em relação ao piso, deve-se recorrer à Fig. 4.23, que relaciona a altura com a velocidade e o jato do ar. Exemplo 4.9: Queremos saber a que altura em relação ao piso deve ser instalada uma grelha unidirecional, de modo que o jato seja de 12,2 me a velocidade de 30,5 m por minuto. Solução: Pela Fig. 4.23, loca-se o ponto P na linha relativa à altura de 6,10 me ao jato de 12,2 m. Verifica-se que para a velocidade de 30,5 MPM corresponde a altura da grelha de 6,1 O m. Se a velocidaa.e do ar for de 122 MPM, a altura poderá ser baixada para 3m Distância entre as grelhas de insuflamento A distância entre as grelhas de insuflamento é um fator importante para se conseguir uniformidade na distribuição do ar. Essa distância é função do jato e do número de direções da grelha e pode ser tanto maior quanto maior for o número de direções. Na Tabela 4.3 podemos escolher a distância entre as grelhas em função do jato e do tipo Seleção das grelhas de insuflamento Para selecionar adequadamente uma grelha, será indispensável a consulta aos catálogos dos fabricantes, que fornecem as curvas em função do material de fabricação. Os dados indispensáveis ao selecionamento das grelhas são os seguintes: vazão de ar em,cfm ou m 3 /min; velocidade do ar em FPM ou rnlmin; - alcance do jato de ar (throw) em pés ou metros. O topo da grelha deve ficar pelo menos a 0,15 m do leio. / Quando há vigas no percurso, o topo das grelhas deve ficar no mesmo nível ou abaixo da parte inferior das vigas. Fig Percurso do ar em um recinto com grelha de insuflamento em uma parede lateral.

179 168 -~- _m_o_eccdcnd=uêçcão"_"d:ocar" _ o o " Altura em melros ~ " {; i ;\; -" o :: ~ " o o o " ~ " ~ ;;?- o " o " - o o, ii ~, o c, ~ ~ " 3 3 ~ ~ a " ~ " " i: o ;. " o ~ ", ", " ~ o... o - o :: " " " Fig Alcance (throw) do ar em função da altura e da velocidade. - " "

180 MEOS DEi CONDUÇÃO DO AR ~-= Tabela 4 3 Distiincia entre Grelhas em Metros em FunçéW do ]ato lato em Metros Tipo de Grelha 2,43 3,05 3,65 4,26 4,87 5,48 6,09 6,70 7,62 9,14 10,66 12,19 13,71 15,24 16,76 18,28 7 direções 4,83 5 direções 2,89 4 direções - 3 direções 1,98 2 direções - Unidirecional - 6,09 7,31 8,53 3,53 4,26 4,87-1,82 2,L3 2,43 2,89 3, ,75 10,97 12,19 5,48 6,40 7,31 8,22 2,43 2,74 3,05 3,35 3,96 4,57 5,18 5,79 1,52 1,67 1,82 2, ,14 3,65 3,96 4,26 4,57 6,70 8,53 2,43 2,89 3,35 3,96-1,52 1,82 2,13 2,28 2,43 2,74 3,05 17/J/llll!l\\\111 Deflexão- B Throw , ,5-6 -f f---+-h---p"c-7"+.-v 5,5-5 -f--+-+-f-+-h " " " " 30 " 30 " " " 3{) 36 " " Dimensões em polegadas Fig Dados paro a escolha de grelhas de insuflomento. 5 6 B " d

181 i. i " 170 MEnos DE CONDUÇÃO DO AR Como exemplo, vamos selecionar uma grelha de alumínio, partindo dos dados de um fabricante que especifica as deflexões por letras, no caso, "deflexão - B" com cinco direções. Os dados tomados como exemplo são: vazão de ar: CFM (28,3 MCM); velocidade do ar: 800 FPM (243,8 MPM); alcance do jato (throw): 10,5 m. Pela Fig. 4.24, loca-se o ponto P, e, descendo na vertical, encontramos as seguintes dimensões para a grelha: largura: 36 polegadas (91,44 cm); altura: 8 polegadas (20,32 cm) Determinação da vazão de uma grelha É comum, em instalações de ar condicionado, a verificação da vazão das grelhas de uma instalação em funcionamento. Para tal, deve-se dispor de um aparelho medidor da velocidade do ar (anemõmetro), o qual deve localizar -se junto à saída da grelha (Fig. 4.25). GRELHAS DE SMPLES E DUPLA DEFLEXÃO DE BARRAS AJUSTÁVES Ak ÁREA DE SAfDA EM PÉS t.1! " " " " " " " " " " " " Altura em polegadas " " " " " " O " " " " 0.67 " ",, " ".., " " " " " " " " " " " " " ",, Deplexão., ~ " ~ o.ro O.ll " " " " " ". ", ",. " " " " ".., " "... " " " ",. " " O.l> O,l8 ".. 0.1! " l " " " Medição de volume de er Exemplo: Tamanho nominal24" x 10" Modelo Deflexão de 40" Fator de área Ak ~ 1,1 pé - ~ A Velomeler jet para medida de velocidade de salda CFM-AkX Vk Fig Mediçõ.o do. vazão das grelhas

182 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 171 A área útil da grelha pode ser obtida de tabelas fornecidas pelos fabricantes, como, por exemplo, a tabela da nmer, que fornece a área Ak em função das dimensões de deflexão da grelha. Exemplo 4.10: Queremos saber qual a vazão de ar de uma grelha de 24" X 14" para uma deflexão de 20 : a velocidade de ar, medida por um anemômetro, indica 800 FPM. Solução: Pela tabela e com os dados do problema, temos: A = 1,6 pé quadrado; Q ~ 1,6 X 800 ~ CFM Difusores de teta ou aerofuses Os difusores de teta ou aerofuses pennitem uma melhor distribuição de ar nos recintos que as grelhas, pois têm possibilidade de espargimento em todas as direções. Todavia, a sua instalação é mais onerosa que a das grelhas, pois exigem maiores ramificações dos dutos. Para a seleção dos aerofuses, precisa-se saber a vazão de ar em CFM e o alcance desejado no ambiente (throw). Na Tabela 4.4, vemos como se seleciona um aerofuse da nmer do tipo de insuflamento. A fim de se obter uma distribuição silenciosa, deve-se limitar a velocidade de saída obedecendo à seguinte tabela: (a) Estúdios de rádio e televisão a FPM (h) Auditórios, sal-!ls de concertos, igrejas FPM (c) Residências, te"atros, escritórios com tratamento acústico, hospitais, livrarias etc FPM (d) Escritórios privados, cineteatros FPM (e) Restaurailte de hotéis, pequenas lojas FPM (/) Escritórids ger,ais, edifícios públicos gerais FPM Existem aerofuses circulares dos tipos planos, semi-abaulados e abaulados (Fig. 4.26). Há aerofuses somente para insuflamento e de insuflaffiento e retomo (Figs e 4.28). Para se selecionar um aerofuse de insuflamento e retomo, precisa-se saber a vazão de ar em CFM e o alcance desejado (throw) em pés, e verificar se o aerofuse satisfaz às velocidades de insuflamento e retorno, além da vazão máxima de retomo. Na Tabela 4.4, vemos como se seleciona um aerofuse de insuflamento e retomo da nmer. Os difusores de teta podem ser circulares, quadrados, retangulares, só de insuflamento e de insuflamento e retomo (Fig. 4.29), de uma saída, de duas saídas e de quatro saídas. Para a sua seleção, toma-se indispensável a consulta a tabelas de fabricantes, que fornecem os dados necessários. Como exemplo, vamos selecionar o difusor quadrado ME de quatro saídas da nmer, com os seguintes dados: alcance- 10 pés (3 m); vazão CFM (34,8 MCM); utilização -restaurante; altura aproximada- 10 pés (3m); diferencial de temperatura-dr= 20 F (dc = 11,1 C). J p- ~--

183 172 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR Tabela 4.4 Seleção de Aerofuses - T, 4 SAÍDAS )T, - T, jt, Difusores Quadrados de 4 Saídas trn Altura CFMMáx. do Teto Recomendado E em Pés por Difusor l Vk- Velocidade de Saída- FPM Tamanho Nom.A/t. de Saída P,- Pressão Total Polegadas H ,02 0, ,05 0,06 0,09 0,12 0,16 0,20 0,25 6 X 6 CFM Ak 0,10 T y X9 CFM Ak 0,22 T y li O X 12 CFM Ak0,40 T y X 15 CFM Ak 0,62 T y X 18 CFM Ak 0,90 T y X 21 CFM Ak 1,23 T y \ X 24 CFM Ak 1,6 T y X 27 CFM Ak 2,02 T y X 33 CFM Ak 2,75 T y T- >\.lcancc cm pés (t/rrcm). Ak- Área de saída em pés ~-----

184 MEios DE CONDUÇÃO DO AR 173 "" "------= ~~ ~~~ (>-_ - " ii Registro de regulagem de vazão tipo borboleta Aerofuse plano Aerofuse semi-abaulado Aerofuse abaulado Fig Tipos de aerofuses.

185 174 MEOS DE CoNDUÇÃO DO AR D removível rp Nominal < do Retorno B c D H J 8" 3 1/4 10 5/16 11/16 10" 4 1/4 12 5/16 1/4 12" 5 1/4 14 5/16 15" 7 1/4 17 5/16 13/16 18" lfl 1/4 3(8 3/4 21" lo 23 1/2 1/4 3/8 3/4 27" /8 9/16 3/8 11/16 33" /16 9/32 3/8 11/16 38" /8 9{16 3/8 5/8 15/16 3/16 7{16 7{16 1 llfl6 11/16 2 3/8 2 3/8 2 3/4 Fig Aerofuses de insuflamento e de retorno.

186 ME!OS DE CONDUÇÃO DO AR 175 A c,p do Colarinho do Duto,.o,p Nominal E B 4> Nominal A 8 c G D E G H J L 41/2" 47/16 6 5/8 11/16 2 1/8 3/4 7/16 5/16 l/8 1/4 6" 5 15/16 7 3/4 5/8 llj:6 2 1/8 7/8 7/16 5{16 3/8 1/4 8" 7 15/16 lo 3/4 13/16 2 7/8 21/32 11/32 9/16 5Jl6 10": 9 15/ /4 3 3/8 13/16 7/16 lljl6 5/16 12" 15/ /8 l/4 4 1/8 15/16 9/16 13/16 5/16 S" 14 15/ /8 1/4 41/8 15/16 9/16 13/16 5/]6 18" 17 15/16 20 lj2 7/8 1/4 41/8 1{4 15/16 9/16 13/16 3/8 21" 2015/ /2 7/8 1/4 4 1/8 1/4 15{16 9f16 l3f16 3/8 27" 2615/ /8 l/ (16 9(!6 13/4 31/32 7/16 l/8 33" 3215/ (16 1/ /16 9(32 13(4 31/32 7/16 3/8 38" 3715/ /8 1/ /16 19/16 lf4 31/32 7/16 3/8 Fig Aerofuses de insuflamento.

187 176 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR Quadrado "4 saídas" Retangular "4 safdas" Retangular "2 saídas" Retangular "1 saída" Fig Tipos de difusores de teto.

188 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 177.,. i! 11! Altura do Teto Ph Diferencial Máximo de Temperatura Tabela 4.5 Vazão de Ar Máxima por Difusor 1 Sa(da 2 Saídas CFM Máximo por Difusor 3 Saídas 4 Saídas l5 F 20 F 24 F zgop 32 F 32 F 32oF 32 F SO Tabela 4.6 Pres11ão em Funrão da Velocidade Velocidade do Teto FPM Pressão Total "H 2 0 Velocidade de Sa(da FPM Pressifu Total "H,O LlOO 0,015 0,022 0,031 0,040 0,051 0,062 0, ,090 0,105 0,122 0,140 0,160 0,202 0,249 Nota: A pressão total mede-se no colarinho do difusor, por trás do mesmo. Solução: Pela Tabela 4.4, ~mos, para o difusor de 21 X 21 polegadas, alcance e vazão satisfazendo às condições desejadas. Pela Tabela-4.5, 1 o difusor de 21 X 21 polegadas satisfaz quanto ao CFM máximo (1.400). A velocidade de; saída, ou seja, FPM, satisfaz quanto ao ruído máximo. A pressão total medida no colarinho, de acordo com a Tabela 4.6, se situa em torno de 0,062 polegada de coluna de água, correspondente a FPM Difusores lineares tipo!testa São usados quando se deseja um insuflamento ou retorno em grandes ambientes, em geral acompanhado de disposição linear das luminárias e dando ótimo aspecto decorativo. Há diversos tipos disponíveis ao projetista, como, por exemplo, os da Fig. 4.30, da marca Tropical, que oferecem vários recursos para ajuste de saída do ar para direita, esquerda, vertical, bloqueio etc. Em geral são disponíveis com uma a quatro frestas por conjunto. Um conjunto é constituído por dutos, frestas, ajustes de saída etc. Usos dos difusores tipo fresta disponíveis: Tipo 1 -usado com dutos lineares quadrados, retangulares ou triangulares. Tipo 2 - neste tipo é usado o próprio forro como plenum para insuflamento ou retomo; para tal, deve ser estabelecida pressão positiva (insuflamento) ou negativa (retorno). Tipo 3 - usado com dutos lineares redondos com entrada e saída de ar nas extremidades. Tipo 3A- idem, com entrada e saída de ar no centro. Tipo 4 - usado para aplicação em grandes zonas de conforto; obedece a desenhos especiais dos dutos. A seleção dos difusores lineares deve ser feita de acordo com as informações técnicas dos fabricantes, levando-se em consideração os seguintes fatores: ~i.

189 178 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR --! l! L Tipo 1 Tipo 1: Duto linear quadrado, retangular ou triangular Dutos lineares quadrados, retangulares ou triangulares com abertura de alimentação no centro ou no extremo podem ser usados para insuflamanto ou retomo de ar. Tipo 2: Plenum da lato Outra m<lneira oconômica de nsuflar ou retomar ar através de difusor linear tipo fresta e pressurizara plano lonnado pelo forro e assim distribuir o ar através dos difusores. Para retomar o ar, deve ser estabelecida uma pressão negativa no plano. Tipo 3: Duto linear redondo O ar pode ser insuflado ou retornado através de dutos arredondados, sendo: ~po 3A com entrada ou salda de ar no extremo e tipo 3B com entrada ou saída de ar no centro. Tipo 4: Difusores em alojamentos tecnicamente projetados São aprdpriados para ater~dar à vasta gama da aplicações para distribuição de aram grandes zonas da conforto. deal para lugares onda se pretende ntroduzir modificações futuras. } Fig Difusores lineares tipo fresta- exemplo de instalação. pressão total positiva (insuflamento) ou negativa (retomo); taxa de insuflamento por comprimento, ou seja, CFM por pé; alcance (throw), em pés; nível de ruído admissível. Para se selecionar um difusor linear tipo fresta, suponha-se este exemplo: vazão total de ar: 450 CFM ou 60 CFM/pé num difusor de duas frestas; comprimento do duto: 7,5 pés; diâmetro do duto: 12 polegadas; insuflamento pela extremidade. Pela Fig. 4.32, tiramos os seguintes valores: velocidade no duto: 575 FPM; pressão dinâmica: 0,02 polegada de água; pressão total: 0,12 polegada de água; nível de ruído: NC-36. NC = noise criteria- baseado na absorção ambiente de 8 Db, re W. ---~~ _-r T J-

190 i,,, 100 1>0 Velocidade no duto FPM ~ ~ Frestas "" "" "" 010,, "" "" M>oor "!50 r o " } -;..30~-.Pressão dinâmica em WG VP TP " S> "" ~~ gof- (eo. o _!OTP " - ~", " _06..JP_ - o sol- 40-E2 " o ~04TP ~ 451- ool-> 1 " " Dimensões do duto 6"diãm. ::o-.....!"-- R o \ ~1TP \ NC15 ~ : lf 0>0 O 000 ~ ~ --...;:k...,~ - ~.. " "\\ N 40 ~~~,, ~" q,? ~~ \NC40 \ CM \ "" ló NC25 ""? r-1 12,0 ~~ ~ 2~0 2~0, ~nn ~ 000 if -v ovv --- "" "" ~ S"diãm. 1 ~ 1-1 l ~ 10"diâm. ~ > soo ooo eoo "dlârn.-- Fig Seleçào de difusores lineares tipo fresta. Alcance, pés 100 " 100 " ~ " " " " " " " " " " " " ", ", " Correções do NC _, _, g g ~,, ~

191 _18_0 Mó_JOS D~ <:_o~~.ção ~~A"

192 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR 181 Correção do NC para o comprimento do duto: +2. As curvas referem-se ao duto de 10 polegadas; para outros diâmetros (no nosso caso de 12 polegadas), o NC deve ser corrigido de acordo com a tabela que aparece na Fig Para o abastecimento lateral, aumentar o NC obtido com 3. - NC total: ~ 38; - razão das áreasa 1 ea 2 : 1,3; - alcance (throw): 17 pés para 50 FPM Difusores lineares através de luminárias do tipo integradas Modernamente, a tecnologia desenvolveu um tipo de difusor de ar que integra três condições necessárias ao conforto: insuflamento e retomo de ar nas quantidades desejadas; iluminação adequada; tratamento acústico do ambiente. O insuflamento e retomo do ar pela luminária é uma grande vantagem para diminuir a carga térmica do recinto, pois sabe-se que, para as luminárias usuais, 75% da energia total são convertidos em calor que penetra direta ou indiretamente no ambiente. Na luminária integrada, este calor é lançado fora do recinto por meio de aberturas no topo e, em conseqüência, o ambiente de conforto é influenciado por apenas 25% da energia total emitida para iluminação. A iluminação do ambiente é muito favorecida, pois as lâmpadas fluorescentes emitem um maior fluxo luminoso, em tomo de 25 C, que é a temperatura usual no retomo do ar; além disso, as lâmpadas permanecem livres de poeira, aumentando o rendimento na iluminação. A luminária integrada possibilita menor número de elementos no teta rebaixado e deste modo facilita a colocação de placas acústicas que absorverão melhor o ruído, tornando o ambiente mais confortável. PERDA DE CARGA Para calcular a perda de carga do duto Climaver é necessário determinar o diâmetro hidráulico equivalente a uma seção dada mediante a fórmula simplificada: d~2(axb) a+b sendo a e b os lados da seção. O gráfico da Fig a seguir (é estabelecido para o ar a 20 C e pressão atmosférica de 760 mmhg) permite o cálculo da perda de carga e do diâmetro equivalente. O exemplo marcado é para um duto com d = 600 mm e velocidade de 5 m/s. A vazão será igual a 1,34 m 3 /s e a perda de carga será de 0,08 mm de C.A. Para o Climaver Plus, a rugosidade absoluta teórica (e= 0,06) do alumínio é ligeiramente inferior à da chapa galvanizada. Experiências de laboratório comprovam que a perda da carga real é praticamente igual às teóricas determinadas pelo gráfico de Perdas de Carga para dutos metálicos da ASHRAE dentro do campo de O a 15 m/s Distribuição de ar em teatros e cinemas A distribuição de ar em recintos de grande aglomeração humana deve ser feita de maneira a haver circulação livre para o ar, evitando-se correntes fortes. Por isso o número de difusores deve ser o maior possível, assim como o retorno do ar. Deve haver um estudo integrado entre a arquitetura e os condutos de ar, de modo a se dotar os degraus das escadas com grelhas, e o vão livre interno das escadas como um plenum por onde o ar possa retornar às máquinas. Na Fig. 4.34, vemos uma sugestão que pode indicar uma boa solução para a circulação de ar.

193 182 MEOS DE CO:::NO::UÇA""-o_"oo>OAR" _ fig Cálculo da perda de carga. Cortesia da Cia. Santa Marina. ~.:

194 MEOS DE CONDUÇÃO DO AR =====-=----== Espaço pi pessoas em pé \ Grelha de retorno Grelha de retomo Grelha de retorno PLANTA BAXA ~ ~~~~ _, w de ar exterior ----~/ \1 ~ lo,elh de 1 \ ~_;~orno l1 r.; ~~Ba~ão \ ~ J q "- G"lh;~ ~r li ELEVAÇÃO Fig Distribuição tfpica de ar em um teatro. ExERCÍCOS PROPOSTOS 1. Dimensionar, pelo método da velocidade, o sistema de dutos da Fig. 4.8, porém com as vazões de 800 CFM para cada boca, mantendo-se as demais condições. 2. Em uma instalação temos os seguintes dados: - vazão de ar= MCM; - resistência do sistema de dutos (perda de carga): 0,2 mm de coluna dágua por metro. Calcular: a velocidade em m/s, o diâmetro do duto circular e o duto retangular correspondente em centímetros. 3. Calcular a perda de pressão dinâmica em um duto de ar com velocidade de 10 m/s.

195 184 MEOS Df, CONDUÇÃO DO AR ~~~ Especificar uma grelha retangular para insuflamento de ar com as seguintes características: vazão de ar: 800 CFM; - velocidade: FPM; área livre: 75%. 5. A que altura em relação ao piso deve ser instalada uma grelha unidirecional de modo que o jato seja de 1Om e a velocidade de 15 rn/s? Usar o ábaco da Fig Em uma sala devemos insuflar CFM de ar e, pelas imposições locais (posição de luminárias de bicos de sprinklers etc.), só podemos usar dois aerofuses (difusores de teto). A altura da montagem é de 3m (10 pés). Pela Tabela 4.5, escolher o número de saídas dos difusores. 7. No difusor quadrado escolhido no exemplo anterior, a velocidade do ar é de 900 CFM, determinar: o tamanho do difusor, a área de saida, a pressão total em polegadas de água, os alcances máximo e rrúnimo nos sentidos X e Y. Usar a Tabela Para uma grelha de dupla deflexão de 2(J X 20, deflexão de 40, a velocidade medida na saída foi de FPM. Calcular a vazão na grellia. Usar a Tabela Queremos construir um sistema de dutos de chapa galvanizada de X mm por 1 mm de espessura para cobrir a distância de 20 metros. O cálculo de dutos estabelece uma média de 45 X 25 cm, o suficiente para insuflar o ar necessário. Calcular o peso das chapas e o seu custo, admitindo-se 30% de reserva. ~~----,~~~-SESF!T~iflii7ilii-Tií-lliE-?OiZFiilr"w-"!.-Oi ,

196 5.1 Generalidades Já vimos que em todo sistema de ar condicionado a circulação do ar através do recinto e o retomo ao condicwnador são feitos por meio de ventiladores. O ventilador pode ser considerado como uma bomba de ar funcionando de modo a poder vencer as pressões de resistência impostas pelo sistema de dutos e demais equipamentos. A energia mecânica do ventilador é fornecida pelo motor elétrico que deve ser dimensionado para imprimir ao ventilador a rotação e potência necessárias para atingir a vazão de ar adequada a vencer as pressões de resistência. A potência necessária do motor é cerca de 20% maior do que a potência do ventilador. De um modo geral, pode-se dizer que: - a capacidade do ventilador é proporcional à sua rotação; - a pressão do ventilador é proporcional ao quadrado de sua rotação; - a potência do ventilador é proporcional ao cubo de sua rotação. Se, em uma itistalação de ar condicionado, o circuito de ar for desviado do condicionador ou este permanecer desligado, teremos uma instalação de ventilação simples, onde são controladas apenas a vazão e a pureza do ar. Os ventiladores podem fazer parte integrante do equipamento de ar condicionado, como nos se(f-contained, ou aparelho> individuais, ou são fornecidos independentemente, como no caso das grandes instalações (jgn-coils). Em um ventilador devem ser consideradas as seguintes características: Vazão do ventilador- é o volume de arem metros cúbicos por minuto ou em pés cúbicos por minuto (CFM) que passa pela saída do ventilador. Normalmente, o volume de ar que sai do ventilador é igual ao que entra, desde que se despreze a mudança do volume específico do ar na entrada para a saída. Velocidade de saída do ventilador- obtém-se dividindo a vazão de ar na saída pela sua área. É uma velocidade teórica. pois a vazão não é uniforme. Pressão devida à velocidade de saída: P JS)- é a pressão correspondente à velocidade do ar na saída ou pressão dinâm1ca. Pressão total dó ventilador- é a diferença entre a pressão total do ar na saída do ventilador e a pressão total do ar na entrada. A pressão total do ventilador é a medida da energia mecânica total adicionada ao ar ou gás pelo ventilador. Pressão estática do ventilador: P"- é a diferença entre a pressão total e a pressão devida à velocidade. Pode ser calculada subtraindo-se a pressão total na entrada do ventilador da pressão estática na saída do ventilador. Por definição: Como: P,(S)- P"(S) = PJS), subtraindo, temos: P, ~ P,(S) - P,(E) onde: P,. = P,(S) P,(E) PJS) P,(S) = pressão estática do ventilador; pressão total na saída; pressão total na entrada; pressão devida à velocidade na saída; pressão estática na saída.

197 186 VENTLAÇÃO E~E_<_A:_S..:.Ã~ <i ü ~ l,i " Potência consumida ~ :>-c _f!.l -~~!_, O (Ponto de operação) % t:r!,_ / Pressão estática Fig. S.l Cwvas de desempenho o, Q (mfs) de ventiladores Leis dos ventiladores Para se especificar um ventilador, precisa-se dos seguintes parâmetros: Q- vazão de ar em m 3 /s; P"- pressão estática no ponto de operação "0", em mm de C.A.; P, 1 - pressão dinâmica no ponto de operação "O", em mm de C.A.; N- potência consumida em cv; n -,rotação do ventilador em RPM. Esses dados podem ser obtidos pelas curvas de desempenho dos ventiladores, cujo exemplo consta da Fig Nessa figura te~os os seguintes parâmetros: Q 1 -vazão de ar em m 3 /s; P, 1 -pressão estática no ponto de operação, medida na curva da pressão estática; P Jl - pressão dinâmica no ponto de operação, medida na curva da pressão dinâmica; N 1 -potência consumida, medida na curva da potência; n 1 - rotação -do ventilador em RPM. Fórmulas aplicáveis: Supondo um ventilador de diâmetro D~o girando na rotação n 1 fornecendo uma vazão Q" contra uma pressão estática P, 1, consumindo uma potência N 1 Supondo que o ventilador passe a ter um diâmetro D 2, girando na rotação n 2, desejamos saber a nova vazão Q 2, a nova pressão estática P, 2 e o novo consumo N 2, temos as seguintes fórmulas: Q,~o,x(~)x(~J P,,~P,,x(~J x(~:j N, ~N, x(::) x(~:j

198 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO 187 A pressão dinâmica PJ pode ser obtida das curvas ou através da fórmula: onde: Q =vazão em m 3 /s; y = peso específico do ar em kg/m 3 ao nível do mar; D = diâmetro do ventilador em m; g = aceleração da gravidade local. Supondo a pressão atmosférica normal de 760 mm de Hg a 15 C, g = 9,81 m/s 2 e y = 1,23 kg/m 3, temos: Se desejannos Calcular o rendimento do ventilador, temos: onde: Q= vazão em m 3 /s; P,= pressão total em mm de C.A. = Pe +PJ; N = consumo em c v. QX~ "1~75XN Para locais em que o peso específico do ar varia com a altitude, devemos aplicar as relações: N,--N X~ - ~ onde: y = peso específico ao nível do mar; y 1 = peso específico em outra altitude. 5.2 Ligações e Tipos de Ventiladores O motor e o ventilador podem ser ligados diretamente, ou seja, montados no mesmo eixo, como no caso de pequenas instalações, ou por meio de correias nas instalações de maior porte. Assim, temos dois tipos de ventiladores nas instalações: ventilador centrífugo (Fig. 5.2); ventilador axial ou tipo hélice (Fig. 5.3). Os ventiladores centrífugos são empregados em sistemas cuja pressão de resistência varie de 12 mm (1/2) até 76 mm (3") de coluna dágua, ou seja, o caso normal de instalações de ar condicionado. Os ventiladores axiais são usados em pequenas instalações de ar condicionado ou de exaustão mecânica (re~ sistência até cerca de 6,4 mm (1/4")].

199 )88 VENT..AÇÃO E EXAUSTÃO Ventilador centrífugo até 60 mm de CA de pressão estática externa. Vazão de ar nominal- de mlh até mlh. Fig. 5.2 Ventilador centrífugo. Rotor de ventilador centrifugo para pressões de até 60 mm de C.A. de pressão estática externa. Vazão de ar nominal- de mlh até mlh. Fig. 5.3 Ventilador oxiul. 5.3 Ventiladores Centrífugos Partes essenciais As pattes essenciais dos ventiladores centrífugos são: carcaça, rotor, mancais, eixos, entrada e saída Tipos Os tipos gerais de ventiladores centrífugos são: largura singela, entrada singela (Fig. 5.4); largura dupla, entrada dupla (Fig. 5.5). O ventilador de largura singela e entrada singela deve ser sempre preferido porque é o de mais fácil ligação à rede de dutos. L...-- ~ -~---~ ~=.

200 VENTLAÇÃO E ExAUSTÃO 189 Fig. 5.4 Ventilador centrifugo de largura singela, entrada singela. Fig. 5.5 Ventilador centrifugo de dupla aspiração. O ventilador de largura dupla e entrada dupla só deve ser usado quando a altura do recinto for insuficiente para o de largura simples Arranjos Os arranjos dos ventiladores centrífugos foram padronizados pelos fabricantes de modo a facilitar as especificações. Os arranjos conhecidos são os da Fig Tipos de descarga Os ventiladores centrífugos são fabricados de modo a que a descarga de ar possa ser feita em qualquer direção (Fig. 5.7).... ;.

201 190 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO ll ly[7 N" 1 - Por correia ou transmissão direta. Rotor em balanço. Dois mancais. N" 2- Por correia ou transmissão direta. Rotor em balanço. Mancais suportados pela carcaça. N 3- Por correia ou transmissão direta. Rotor em balanço. Dois mancais suportados pela carcaça. N" 4 - Transmissão direta. Rotor em balanço, suportado pelo motor, sem mancais. N 5- Por correia ou transmissão direta. Rotor em balanço. Dois mancais suportados pela carcaça. com base para o motor. --" (J êl N 6- Por corre1a ou transmissão direta. Rotor em balanço_ Dois mancais, com base para o motor. N 7 Por corre1a ou transmissão direta. Rotor em balanço. Dois mancais, motor dentro da base. N" 8-Transmissão por correia. Dois mancais, carcaça angular. Fig. 5.6 Arranjos dos ventiladores. N" 9- Transmissão por correia ou direta. Um mancai em cada lado, suportado pela carcaça. Dupla aspiração. Gi.ffi.4H w: ffi w s Saída superior horizontal Saída inferior horizontal Saída vertical para cima, para a ~ N 10 Pcrcorre1aou transmissão direta. Rotor em balanço. Dois mancais suportados pela carcaça, com base para o motor. Dupla aspiração. Esquerda Direita Esquerda Direita Esquerda Direita Esquerda Direita Esquerda Direita Esquerda Fig, 5.7 Tipos de saída de ar dos ventiladores. Direita Tipos de rotares Os dois tipos de rotores dos ventiladores centrífugos são: com réguas curvadas para frente; com réguas curvadas para trás. No ventilador com réguas curvadas para a frente, a parte côncava da curva é que apanha o ar no seu movimento para a frente; no de réguas curvadas para trás, é a parte convexa (veja Fig. 5.8). A escolha do tipo mais conveniente de rotor depende da rotação e do nível de ruído: o de régua curvada para a frente, com menor rotação, apanha mais ar, porém o ruído e o risco de sobrecarga no motor são maiores;

202 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO 191 Réguas Diagrama do rotor para ventiladores com réguas curvadas para a frente. Diagrama do rotor para ventiladores com réguas curvadas para trás. Fig. 5.8 Tipos de retores para ventiladores centrífugos. o de régua curvada para trás requer praticamente o dobro da rotação para a mesma vazão de ar, porém é mais silencioso e corre menor risco de sobrecarga no motor Velocidades recomendadas para o ar Para a escolha adequada do ventilador, vários fatores devem ser levados em consideração, entre eles as velocidades recomendadas, que devem estar dentro dos limites da Tabela 5.1- extraída de publicações estrangeiras e calculada para escritórios e ambientes de nível de ruído similares. Para teatros, cinemas e auditórios, reduzir a velocidade de 20%; para igrejas, reduzir 30%; para indústrias ou outras instalações em que o nível de ruído não é tão importante, pode-se aumentar a velocidade dada na tabela. Para uma mesma vazão, quanto maior o ventilador, menor o nível de ruído do ar Especificações de ventiladores Ao se encomendar um ventilador, devem-se levar em consideração os seguintes itens, que deverão atender às exigências do prpjeto: (a) capacidade de vazão em metro cúbico por minuto ou CFM; (h) tipo de réguas,.ou seja, réguas para a frente ou réguas para trás; (c) resistência do sistema em milímetros de coluna dágua ou em polegadas de coluna dágua; (d) rotação do ventilador em RPM; Tabela 5.1 Velocidades Máximas de Saído. do Ar. Velocidades Periféricas para Ventiladores Resistência Velocidade de Sa(da Velocidade Periférica mm de C.A. Pol. de C.A. mlmin FPM Réguas para a Frente Réguas para Trás m/min FPM mlmin FPM 6, , , , , , , ,69!12 365, , , ,87 5/8 411, , , ,04 3/4 457, , , ,22 7/8 502, , , ,39 548, , , ,73 lll4 609, , , ,08 llf2 670, , , ,43 13/4 731, l.l43, , , , , ,

203 192 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO (e) ({) (g) (h) (i) (j) (k) () entrada singela, largura singela ou entrada dupla, largura dupla; velocidade periférica do ventilador em metros/minuto ou FPM; velocidade do motor em RPM; potência do motor em BHP (brake-horse power); velocidade de saída do ventilador em metro por minuto ou FPM; velocidade periférica em metro por minuto ou FPM; direção de descarga do ventilador; arranjo do ventilador Especificações das correias em "V" de transmissão Como já foi visto nos arranjos, é mais comum o acionamento do ventilador ser feito por meio de uma ou mais correias em "V" que transmitem a potência mecânica do eixo do motor ao eixo do ventilador, por meio de polias. Devem-se escolher as polias do motor e do ventilador de modo a que as rotações estejam dentro dos limites máximos pennitidos. Desse modo, ao se especificar a transmissão do motor ao ventilador, os seguintes fatores devem ser levados em consideração: (a) diâmetro da polia do ventilador; (h) diâmetro da polia do motor; (c) distância entre o eixo do ventilador e o eixo do motor; (d) velocidade do motor em RPM; (e) velocidade do ventilador em RPM Especificações para motores de acionamento Os motores ~e acionamento deverão ter potência no mínimo 20% acima da potência exigida pelos ventiladores. Ao se encomendar um motor, devem-se levar em conta os seguintes itens: (a) tipo de motor: corrente contínua ou corrente alternada (de indução); (b) tensão e freqüência da rede; (c) número de fases: monofásico ou trifásico- sempre que possível, o motor deve ser trifásico, pois elimina o capacitar de partida, um dos pontos passíveis de defeito; (d) balanceamento dinâmico perfeito do motor; (e) potência do motor em HP ou cv. As potências comerciais em HP são as seguintes: frações de HP até 1 HP (1/4, 1/2, 3/4, 1 HP), em geral monofásicos; - acima de 1 HP são geralmente trifásicos e nas seguintes potências: , 3, 5, 7 1/2, 10, 15, 20, 30, 40, 50, 60, 75, 100, 125, 150, 200 etc.; ({) rotação do motor em RPM; (g) elevação de temperatura máxima pennissível: 40 C ou 55 C acima da temperatura ambiente (conforme a classe do isolamento); (h) base sobre trilhos para permitir a ajustagem das correias; (i) chave da partida de acordo com as características do motor: corrente e tempo de partida; (j) chave de proteção do ramal: especificada de acordo com a corrente de partida, corrente nominal e tensão do motor (veja nstalações elétricas, do mesmo autor) Como escolher um ventilador Para se selecionarum ventilador de modo a atender às especificações do projeto, devem-se consultar as tabelas dos fabricantes. Como exemplo, veremos como seria escolhido um ventilador fabricado pela Mecânica Tempo, cujas características constam da Tabela 5.3. Em geral as tabelas são elaboradas para o ar padrão (1,2 kg/m 3 ) a 2l,l C e ao nível do mar.... ;.

204 ! ~V~ffi=TLAÇÃO EEXA_c_STÃO 1_9_3 Tabela 5.2 Pressões Barométricas em Várias Altitudes com a.ç Densidades Correspondentes Ar normal a O pé~ de altitude (29 92 polegadas de mercúrio) mm Al!itude Pressão Barométrica Densidade pés m pol. de Hg mmdehg o o 1,000 29,92 760, ,4 0,981 29,36 745, ,8 0,962 28,80 731, ,2 0,944 28,26 717, ,6 0,926 27,72 704, ,0 0,909 27,20 690, ,4 0,891 26,68 677, ,8 0,875 26,18 664, ,2 0,858 25,68 652, ,6 0,842 25,20 640, ,0 0,826 24,72 627, ,4 0,811 24,25 615, ,8 0,795 23,79 604, ,2 0,781 23,34 592, ,6 0,766 22,90 581, ,0 0,751 22,47 570, ,4 0,737 22,04 559, ,8 0,723 21,62 549, ,2 0,709 21,20 538,4 Para altitudes até 305m (1.000 pés) e temperatura até 65,5 C (l50 F), as tabelas podem ser usadas sem correções, porém, para altitudes acima de 305m (1.000 pés) e temperaturas superiores a 65,5 C (150 F), deverão ser feitas correções, dividindo-se o valor da resistência total a ser vencida pelo ventilador pelo peso específico do ar na altitude&: referência, que é sempre menor que a unidade, ou seja, a pressão de resistência será maior que ao nível do mar (veja Tabela 5.2). Exemplo 5.1: Para fixarmos bem os conceitos já estabelecidos, suponhamos o mesmo exemplo da Fig. 4.14, onde já dimensionamos os dutos e calculamos a pressão de resistência de todo o sistema. Desejamos escolher um ventilador que satisfaça os seguintes dados: vazão: CFM (1,5 m 3 /s); pressão de resistência do sistema de dutos: 1,0207 polegada de coluna dágua (25,92 mm de C.A.); altitude: menor que pés (305 m); ventilador de régua curvada para a frente. Solução: Consultemos os dados do fabricante da Tabela 5.3 e comparemos três ventiladores, para escolhermos o mais adequado. Nessa fa<>e do projeto já se deve saber o tipo de descarga (vertical superior, inferior etc.), o tipo de rotor etc. Rotor 18 1/8" Rotor " Rotor " Pre~são estática (pol.) 1,0207 (25,92 mm) 1,0207 1,0207 Vazão em CFM (90 m 1 /min) Velocidade de saída FPM (6,6 m/s) VeloCJdadc periférica FPM RPM Potência BHP 1,14 1,25 1,31 _ ,.;_

205 .~ ~.. Volume emcfm Velocidade emfpm Tabela 5.3 Pressões Estáticas em Função da Vazão e Velocidade de Ventiladores Centrífugos O"PE 118" PE 114-" PE - 318" PE- 112" PE 518"PE 314"PE J"PE 114" PE JJ/2"PE RPMBHP RPMjBHP RPMBHP RPMBHP RPMBHP RPMBHP RPMBHP RPMBHP RPMBHP RPMBHP Tipo "DF" " -Rotor "- Rotação Máxima 777 RPM , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , { , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,13 ~ ~,, m,, o , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , {), , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,15 Tipo "DF" " -Rotor " -Rotação Máxima 710 RPM , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,78.,,, ~~-...

206 " Volume emcfm Velocidade emfpm Tabela 5.3 Pressões Estáticas em Função da Vazão e Velocidade de Ventiladores Centrifugo.v (Cont.) OHPE 1/tf PE l/4h PE 3!8"PE 112"PE 5/8"PE 3M"PE 1" PE 1 1/4" PE 112" PE RPMjBHP RPMjBHP RPMjBHP RPMjBHP RPMjBHP RPMjBHP RPMBHP RPMjBHP RPMjBHP RPMjBHP Tipo "DF" "- Rotor 23 3/8"- Rotação Máxima 610 RPM , , , , , , , , , , [[5 0, , , , , ,55 4[[ 0, , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , l,l , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,99 382, 406 1, ,54 50! 1, , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,62 4[[ 1, , , , , ,16 Tipo "DF" -2"- Rotor "-Rotação Máxima 535 RPM , , , , , , , , , , , , ,27 24D 0, , , , , , , [[2 0, , , , , , , , , , , , , , , , ,04 4[[ 1, , , l.loo 137 0,20!89 0, , , ,75 3ll 0, , , , , , , , , , , , , , , , , , , , l,l , , , , , , , , , , , , , , !87 0, , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,17 m i., ~ :l;

207 196 VENTLAÇÃO E ExAUSTÃO Cálculo da velocidade periférica: V =,. X d X RPM = circunferência X RPM; d ~ " ~ 1,51 pé V~ FPM; d ~ 19 7/8" ~ 1,66 pé V~ FPM; d ~ 23 3/8" ~ 1,94 pé V~ FPM; Pela Tabela 5.1, constala-se que, considerando-se os ventiladores de régua voltada para a frente, a velocidade periférica máxima para a resistência de 1114" é de FPM, então, o primeiro ventilador é o único que satisfaz. As velocidades da saída satisfazem a Tabela 5.1, que é de FPM no máximo. Para se calcular a potência do ventilador, pode-se usar a fórmula: onde: P = potência do ventilador em HP; Q = vazão de ar em CFM; P, =pressão total do ventilador = Pe + Pv; T] = rendimento do ventilador. onde: C= velocidade na saída em m/s; g =aceleração da gravidade = 9,8 m/s 2 ; y = peso espedfico do ar = 1,2 kg/m P,= X1,2=2,66rnm 2X 9,8 P, = 25,92 + 2,66 = 28,58 mm ou 1,12 polegada de C.A. P~ 3204X1,12 0, 8 HP 6,356 X O, 7 O fajjricante estabeleceu a potência do motor em 1,14 BHP, ou seja, 42,5% acima da potência do ventilador. O tamanho comercial escolhido será de,5 HP. Em unidades métricas, a potência do ventilador será: P= Q ~ 60X75X~ 90 X 28,58 =O 8 cv 60X75X0,7 onde: P =potência do ventilador em cv; Q =vazão de ar em m 3 /min (MCM); P, =pressão total em mm de C.A.; T] = rendimento do ventilador. No exemplo em foco, uma vez escolhida a potência do motor (1,5 HP), deverão ser selecionadas as polias do motor e do ventilador de modo que a rotação do motor seja reduzida para 676 RPM-a rotação do ventilador-, por meio de correias em "V" do tipo adequado ao projeto..,.;,

208 VENTLAÇAO E EXALSTAO )97 fig. 5.9 Acoplamento entre motor e ventilador. Na Fig_ 5.9 são mostrados ventiladores centrífugos com pás para a frente c os modos pelos quais se pode acoplar o motor ao ventilador. VERFTCAÇÃO DA ROTAÇÃO MÁXMA Já \mos que a potência do ventilador é proporcional ao cubo da rotação. Suponhamm que o motor escolhido, de 1.5 ~lp, permita unw sobrecarga de So/o, ou seja, tenha o fator de serviço de 1, 15. Verifiquemos a rota ~ iío müx1ma para o ventilador. ou P = 1.5 HP P, ~ 1,725 HP n 1 = 676 RPM n 2 = 708 RPM Acima dessa rotação o motor sofrer(t superaquecimento. 5,4 Trocas de Ar nos Recintos Para.\e calcular a quantidade de ar que deve ser introduzida nos recintos para fins de ventilação, pode->.e tomar como base a Tabela 5.4, extraída de publicações estrangeiras, que estabelece tempo (minuto), cm diversos ambienk>., para uma troca de ar. 5,5 Velocidades Recomendadas para o Ar A NBR-fl41 O prescreve as velocidades em m/min recomendadas para o ar, de acordo com o tipo de ocupação (VeJa Tahela 5.5).

209 198 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO ~ Tabela 5.4 Tempo para a Troca de Ar Tempo em Minutos Renovações por Hora Ambiente Local Alto Padrão Baixo Padrão Alto Padrão Baixo Padrão Escritórios Lojas Cozinhas Fábricas Garagens Salas de reuniões lo grejas Teatros Lavanderia~ 6 60 lo Tabela 5.5 Velocidades Recomendadas para o Ar Preferíveis- Máximas (mlmin) Desig!Uição Residências Edifícios Públicos Edifícios ndustriais Tomada de ar Filtros Serpentinas Lavador de ar Aspiração do ventilador ll Descarga do ventilador Dutos principais R~ais horizontais Ramais verticais Ventilação Geral É um processo de circulação de ar usado quando não é possível a captação do contaminante antes que se espalhe pelo recinto. É o caso dos grandes aglomerados humanos (cinemas, teatros, salas de reuniões), onde os odores resultantes da transpiração e respiração devem ser eliminados por meio da penetração de ar puro, que deve ser misturado com o ar impuro e lançado para o exterior. Assim, temos três tipos de ventilação: por insuflamento; por exaustão; mista. Na ventilação por insuflamento, um ventilador lança o ar no recinto que fica com pressão maior que o exterior. Desse modo o ar viciado é retirado do ambiente por meio de uma abertura. Na ventilação por exaustão, um ventilador retira o ar que penetra no recinto por meio de aberturas. Há uma pressão negativa no recinto em relação ao exterior, por isso o ar viciado é retirado. Na ventilação mista, há, ao mesmo tempo, um ventilador que insufla o ar no recinto e outro que retira o ar viciado, devendo ficar em extremidades opostas para evitar o curto-circuito de ar e melhorar a diluição Volume de ar a insuflar O volume de ar a ser introduzido no ambiente para dissipar a quantidade de calor, Q, pode ser obtido da expressão: q, = m c dt,.,..a.

210 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO a) por exaustão b) natural com dutos - c) por exaustão (exaustor no teto} d) por msuhamento --s e) m1sta Fig Exemplos de ventilação geral. onde: q, = quantidade de calor em kcallh; m =peso de ar em kg/h; c=o 24 kcal kg C

211 200 VF.KTLAÇAO E ExAUSTÃO J.t =diferencial de temperatura em nc entre o recinto e o exterior. Em unidades S, já vimos, no tem 3.6.1, que, da expressão da quantidade de calor em kcal a ser retirada por hora, pode-se calcular a vazão de ar, ou seja: onde: Q =vazão de ar em m 3 /h; q, =carga de calor sensível em kcavh; t,. =temperatura do ar exterior em nc; t 1 = temperatura do ar interior em nc. Q~ q, 0,29 (t,- t,) Para os ambientes normais ocupados por pessoas, podem-se tomar os seguintes valores para o calor produzido: pessoas: 150 kcavpessoa por hora; iluminação: carga em W; - motores: carga em W; tomando-se para a transformação a relação: 1 kw h = 860 kcal Tipos de ventilação Uma instalação de ventilação pode ser classificada em natural ou forçada. É natural quando o ar viciado é retirado sem meios mecânicos, apenas utilizando a diferença de temperatura (caso das chaminés) ou o efeito de sucção da ventilação externa (tiragem induzida). A ventilação natural tem o inconveniente de depender das condições atmosféricas externas. A ventilação é forçada quando usa meios mecânicos (ventiladores ou exaustores) para a retirada do ar viciado e o conseqüente rccomplemento do vazio que se forma. Numa instal~ção de ventilação forçada, podem-se utilizar dutos, que melhoram a distribuição, e filtros, que melhoram a qualidade do ar. Ambos oneram a instalação; podem-se simplesmente instalar ventiladores. Nesse caso, o custo é mais baixo, mas as condições de conforto são mais precárias; só um estudo detalhado das peculiaridades de cada instalação permitirão ao projetista a opção mais racional Projeto de uma instalação de ventilação geral Para o projeto de uma instalação, devemos ter disponíveis: plantas e cortes do local; número de pessoas; local para os dutos e difusores; ~ local para a casa de máquinas (ventiladores e filtros); ~ tomada de ar novo. Exemplo 5.2: Queremos projetar a ventilação de um escritório com os seguintes dados: dimensões: 24 X 10 X 4m (Fig. 5.11); - número de pessoas: 40; - condiçües: normal, sem outras fontes de calor ou poluidoras; ~ difusão do ar: por dutos e grelhas.

212 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO 201 l t J t.. " l " 2? 3,0 t 6,0 t. 6,0 t. 6,0 t.,,o d b. Ventilador Finros ~ ~ Ar exterior Fig Exemplo de cálculo de ventilação. Sofução: 1. Volume a ser ventilado: 24 X 10 X 4 =960m Troca de ar (Tabela 5.4); 2 a 6 min (tomaremos 4 min) ou 15 trocas/h. 240m 2 3. Taxa de ocupação: = 6 m 2 /pessoa.. 40 pessoas _ V 960m Va~aodear:Q= -=. =240m 3 /mmou240mcmouq=960xl5=14.400m 3 /hou240mcm. t 4 mm S. Va~ão de cada difusor tomando 4 difusores: 240 Q~-~60MCM Velocidade recomendada (Tabela 5.5) para edifícios públicos nos dutos principais: 400 MPM. 7. Perda por atrito no trecho reto (veja Fig. 4.4). Para uma vazão de 240m 3 /mine velocidade de 400 m/min resulta a perda de 0,06 mm de coluna dágua por metro de tubulação. 8. va~ões nos trechos: a~b 240MCM b~c!somcm c~d 120MCM d~e 60MCM 9. Velocidade nos trechos para a perda por atrito constante de 0,06 mm/m (veja Fig. 4.4): 10. Área dos dutos em m 2 : a~b b~c c~d d~e 400MPM 350MPM 325 MPM 275 MPM a-b 240 =O 6m2 400, _.J.._ -

213 202 Vr,~Til.A("ÀO h EXAlJSTÀO b-c c-d 180 =O 51m ~o 36m 325 d-e 11. Seção retangular dos dutos- área X 10". a-b b-c c-d d-e 60 =02lm X 60cm 60X85cm 60X60cm 60X 38cm 12. Bitola das chapas galvanizadas (veja Tabela 4.2): a-b chapa 24 h-c chapa 24 c-d chapa 24 d-e chapa Área filtrante necessária (veja Tabela 5.5): Escolhendo células de 60 X 60 X 5 cm, teremos: 2 4 0,36 A= 240MCM = 24 m 2 OOMPM = 6,6 unidades (tomaremos 6 unidades) com as q~ais pode-se fazerwn painel de 1,80 X 1,20m, ou seja, wna área de 2,16 m 2. Então a velocidade real será: V= 240 = 110 MPM (ainda dentro do limite máximo) (veja Tabela 5.5). 2, Tomada de ar exlerior (veja Tabela 5.5): Área neçessária = 240 MCM = O 96m 2 250MPM ou seja, uma abertura de dimensões aproximadas de 1 X 1 m, com veneziana e proteção de telas contra a entrada de animais. 15. Pressão de resistência dos dutos: Boca3 + --"--t---""- ---,t~--"" { Entrada de ar 240 MCM Filtro Fig Exemplo de cálculo de ventilação- pressão de resistência. l... ;.

214 V!:NTLAÇÃO E ExAUSTÃO 203 (a) Boca 1: grelha unidirecional: P, ~ 1,2 X P, (veja Fig. 4.6) V ~275 MPM Pv = 1,3 mm de C.A. (veja Fig. 4.5) P, = 1,2 X 1,3 = 1,56 mm de C.A. (b) Duto com 1m: Q ~60MCM V ~275 MPM Perda de carga por metro: 0,06 mm de C.A. (c) Curva de 90 : P, ~0,25 X P, V ~275MPM P~ = 1,3 mm d,e C.A. Resulta: P, =0,25 X 1,3 = 0,325 mmdec.a. (d) Duto com 6 m: Q ~60MCM V ~275 MPM Perda de carga por metro: 0,06 mm. Para 6 m: 0,06 X 6 = 0,36 mm de C.A. (e) Transição n,o L V ~325 MPM P, =0,3 X Pv P~ =1,8mm P, = 0,3 X 1,8 = 0,54 mm de C.A. (j) Duto com 6 m: Q ~20MCM V ~325 MPM Perda de carga por metro: 0,06. Para 6 m: 0,06 X 6 = 0,36 mm de C.A. (g) Transição n. 0 2: V ~350MPM P, ~0,3 X P, P., =2,2mm P, ~ 0,3 X 2,2 ~ 0,66 m de C.A. (h) Doto com 6 m: Q ~!80MCM V ~3SOMPM Perda de carga por metro: 0,06. Para 6 m: 0,06 X 6 ~ 0,36 mm de C.A.

215 204 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO ---- (;) Transição n." 3: Q ~240MCM V ~400MPM P, ~0,3 X P, P"=2,8mm P, = 0,3 X 2,8 = 0,84 mm de C.A. (j) Curva de 90 : P, ~0,25 X P, V ~400MPM P" =2,8 mm P, = 0,25 X 2,8 = 0,7 mm de C.A. (k) Filtros de ar: P, = 3 mm.de C.A. (estimado) (f) Veneziana externa (entrada de ar): Q ~240MCM V ~250MPM P,~,5XP, P"=l,J mm P, = 1,5 X 1,1 = 1,65mmdeC.A. Pressão de resistência total: 10,415 mm de C.A. (aproximadamente 1/2"). Para se selec~onar o ventilador, deve-se levar em consideração: Q ~240MCM P, = 10,415 mm de C.A. além das especificações indicadas no tem Ventilação em residências Como já foi visto no cálculo de carga ténnica, a insolação é a parcela que mais pesa na escolha do equipamento. Na Fig vemos um exemplo de uma casa de dois pavimentos onde, abaixo do telhado, temos o ar parado à temperatura de 60 C, c nos ambientes habitáveis o ar condicionado mantém as temperaturas de 27 C e 26 C. Se utilizarmos um exaustor para fazer circular o ar parado, conseguiremos uma economia acentuada no equipamento de ar condicionado (veja Fig. 5.14). Na Fig vemos um oulro exemplo de ventilação de uma residência onde o exaustor, colocado no centro do teto, possibilita uma circulação do ar através das janelas e saindo pelas aberturas no sótão. É um tipo de instalação de baixo custo c que proporciona certas condições de conforto, dependendo da temperatura e umidade do ar exterior. Para se calcular a vazão de ar objetivando a especificação dos ventiladores, precisamos calcular o volume do recinto e aplicar o método das trocas de ar (Tabela 5.4). Exemplo 5.3: Na Fig. 5.16, o volume do recinto será: V= 2,5 X 1,2 X 8,0 =24m 3 Pelo método das trocas de ar, se tomarmos a taxa de 4 min por troca, temos a seguinte vazão de ar: Q= 24 =6m 3 /minou6mcm 4, -~:.

216 ... _,...,, VENTLAÇÃO E ExAUSTÃO C 26C Fig Ação do calor solar em residência. Entrada do ar DD DD Fig Residência com ar condicionado- exaustão no sótào. Exaustão do ar Entrada do ar Fig Residência sem ar condicionado- ventilação geral

217 L 206 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO Área da seção " ~) p.2 m ;#, lig Exemplo de cólculo de cubagem do recinto. Se desejarmos saber as dimensões mínimas da janela de entrada de ar, basta dividinnos a vazão pela velocidade permitida (Tabela 5.5). Assim, temos: 6 A=Q= =007m 2 ou030x025m V 2!0X 0 4 Observação: Pelo fato de haver venezianas, toma-se somente 40% da área livre da janela. Na Fig vemos como se determina a cubagem do sótão de uma residência. 5.7 Exaustão É um tipo de ventilação em que se procura evitar que as partículas que irão contaminar o recinto se espalhem, por isso procura-se captá-las nos locais de origem e lançá-las ao exterior. O princípio que se utiliza é o de criar uma corrente de at de modo a provocar o arrastamento das partículas e, em conseqüência, surgirão correntes de ar no recinto, melhorando a ventilação geral Um sistema de exaustão compõe-se das seguintes partes: captor, onde são coletados os contaminantes; dutos de ar; ventilador; chaminé Captor O captor cria junto à partícula uma corrente de ar, cuja velocidade deve ser suficiente para sua captura e arrastamento. Publicações americanas (Guide) dão indicação das velocidades núnimas necessárias (Tabela 5.6) à captação. A forma dos captores depende do tipo de poluente, sendo o mais comum a coifa, que deve obedecer à indicação da Fig Área do triângulo= base/2 x altura/:~ ~ (h),2mx0,80m=1,60m..._ ,80 Volume= 1,60 x 5 = 8 m L---;c:---~-----;;-;:------" 4m 5m Fig Cubagem do sótão de uma residência.

218 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO 207 Fig Corte de uma construção típica em regiões de clima quente e árido (extraída do livro Natural Eneryy and Vemacular Architecture, de Hassan Fathy). - ~ 0,1 ~ "~ t \~ t -... o,25 \ - " /.oof ~, t- t \ J \ / ---..,. - t i== V ~o ,65 "->.- 0,7? -0,55 0,~ Fig ndicação do movimento do ar para a ventiloçõo natural de uma construção árabe típica. As setas mostram a direçõo do fluxo do ar e suas velocidades em m/s (extraída da mesma fonte da Fig. 5.18). / -, ~ O volume de poluente aspirado pode ser obtido da fórmula: onde: Q = vazão em MCM; V= velocidade de captação em MPM (Tabela 5.6); Q~K V P H ~ ---,. ;

219 208 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO Tabela 5.6 Velocidades Mínimas para Captação de Partículas em MPM Velocidade do Contaminante Nula Baixa Alt. Muito alta nstalação Típica Tanques de evaporação, cozinhas Cabines de pintura, misturadores Separação de peças fundidas, britadores, peneiras Esmerilhamento; jalo abrasivo Velocidade Mínima doar (MPM) K =constante que depende da fonna da boca (1,25 a 1,4); H= altura acima da fonte poluidora, em m; P = perímetro da abertura, em m. Observação: Se a fonte poluidora for colocada encostada na parede, o perímetro P, de abertura do captor, é reduzido do trecho que ficar encostado Dutos de ar Conforme foi visto no tem 4.1.1, a equação para o dimensionamento dos dutos é: ou seja: onde: A = área, em m 2 ; Q =vazão; em MCM; V= velocidade, e~ MPM. Pode-se usar qualquer dos métodos de dimensionamento indicados, sendo o mais comum o de igual perda de carga. De acordo com o material transportado, as velocidades recomendadas para o ar devem satisfazer a Tabela rl r Coifa mln 35" c~: )= si Exaustor H -"-2m Fonte poluidora ~ 1/4 H Fig Dados prâticos para a construção de coifos. Fogão i L :r-o:-

220 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO 209 Tabela 5. 7 Velocidades Recomendadas para o Ar em mlmin nos Dutos de Exaustores (Guide 1954) Material Transportado Vapores. gases, fumos, poeira muito fina Poeiras secas e finas Poeiras industriais médias Particulas grosseiras Particulas grandes, materiais úmidos Velocidade em MPM Maior que Pode-se diminuir a seção do duto aumentando a velocidade, o que resulta em aumento de ruído e de perda de carga. As perdas de pressão nos sistemas de dutos já foram estudadas no tem MATERALDEDUTOS Os materiais para dutos podem ser madeira, alvenaria, chapas de aço inoxidável ou galvanizado, alumínio etc., sendo mais usual o aço galvanizado. As espessuras das chapas dos dutos podem ser as mesmas indicadas na Tabela 4.2, aumentando-se conforme o tipo do material a ser conduzido (Tabela 5.8). A seção do duto mais aconselhável é a circular, para evitar acúmulo do material captado nas arestas dos dutos de outras seções. Observação: Se o duto for de alumínio, aumentar dois pontos. Exemplo: tipo 1; espessura 0,80 m, chapa galvanizada n. 0 20; alumínio n Tipo do material arrastado pelo duto: lipo 1: material não-abrasivo (tinta, serragem, vapores); tipo 2: pouco material abrasivo (moagem de combustível), muito material não-abrasivo; tipo 3: muito material abrasivo (britadores, chaminés). Observações: usar curvas de raio longo (mínimo 2 diâmetros); usar portas de inspeção a cada 3 m; idem junto de cotovelos, reduções, junções; prever registras de vazão de ar (dampers) Ventilador Os ventiladores dos exaustores também podem ser centrífugos ou axiais. São normalmente fabricados em chapa de aço preto, galvanizadas ou inoxidáveis. Em casos especiais, para exaustão de elementos corrosivos, as chapas podem ser revestidas de chumbo e os motores podem ser à prova de explosão. Tabela 5.8 Bitokls das Chapas Galvanizadas Usadas na Fabricação de Dutos de Exaustores (Espessura das Chapas de Aço) Bitola da Chapa Diâmetro do Duto (cm) Tipo] Tipo2 Tipo3 Até Até Maior que

221 210 VENTLAÇÃO E ExAUSTÃO --- Fig ndicações para a construção de uma chaminé. Os cálculos para a escolha dos ventiladores são semelhantes aos feitos no tem Chaminés A função da chaminé é a de lançar na atmosfera os poluentes captados no ambiente e conduzidos através dos dutos pel~ pressão que é provocada pelo ventilador. Na Fig, te~os uma indicação para projetar uma chaminé, e na Tabela 5.9 temos as perdas de carga em função da altura H entre o chapéu e a tubulação. A altura H deve variar de 0,45 a 1 diâmetro, e quanto menor o seu valor, maiores são as perdas de carga. A pressão dinâmica pode ser tirada da fórmula: onde: V= velocidade em rnlmin; Pu= pressão dinâmica em mm de coluna dágua. Também pode ser tirada do ábaco da Fig Tabela 5,9 Perda de Carga em Função de H H 0,450 0,500 0,550 0,600 0,650 0,700 0,750 1,0 O Perdo. de Carga = n Pv n = 1,0 n = 0,73 n = 0,56 n = 0,41 n = 0,30 n = 0,22 n = 0,18 n = 0,10 ~=-

222 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO Exemplo de dimensionamento Dimensionamento do sistema de exaustão para a cozinha da Fig Dados: dimensões do fogão: 1,50 X 2,0 X 0,75 m; pé-direito: 4 m. Solução: Dimensionamento do captor (coifa) 2,0 + 2 X 0,3 por 1, X 0,3 ~ 2,6 X 2,1 m Observação: Se o captor estivesse encostado à parede, não se necessitaria adicionar 0,30 m ao lado que estivesse encostado. - perímetro: volume de ar em MCM: 2 X (2,6 + 2,1) ~ 9,4m onde: K = 1,3 (valor médio); V~ 20 MPM (Tabela 5.6); P=9,4m; H~ 1,2 m (da Fig. 5.21); Q~ 1,3 X 20 X 9,4 X 1,2 ~ 293 MCM. E " 3m r ~ L _J 2m Fig Exemplo de dimensionamento de sistema de exaustão paro uma cozinha (Planta).

223 212 VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO. ~ u E "...:oc -.. :. --j -.r ::~ < v ~ ~ /r--~.:.;:;:.. :-..: ~~:[.A., ",..% ::~ ~ 11" -r-. /... ~- o - WQLO./ :/ -~ ~~:n <. : " - " f.- J. ly ~,..;:;:.. -~ -- wc:r ~ :::~ ~ ~ : 1:% ;. / -~... - " v \~~-- :10 ~~ :.. :~ ); " :~ ~... i~., ~ /. -. L ;.< - - ~ L

224 li il 4 :: VENTLAÇÃO E EXAUSTÃO 213 ;,, Dimensionamento dos dutos Velocidade do ar: 900 MPM (Tabela 5.7). Perda de carga por atrito (Fig. 4.4): 0,17 mm de C.A./m. Vazão Q = 293 MCM. Diâmetro de duto: 0,64 m. Chapa galvanizada n (Tabela 5.8). A~º~ 293 ~0325m. v 900, Td (4A A= 4.-.d=r;-=o,64m. S. 7. S. 3 Chaminé O diâmetro da chaminé poderá, para não ficar com dimensões exageradas, ser reduzido à metade do diâmetro do duto, o que aumentará a velocidade. Assim temos: - chapéu = 2 D.:;=. 0,64 m; D = 0,32 m; - altura do chapéu = _!_ D = O, 13 m; 3 - H~ 0,75 D ~ 0,106 m. Cálculo das perdas de carga Ventilador (a) Perda de carga nos filtros: 10 mm de C.A. (arbitrado; na prática, devem-se consultar os fabricantes) (b) Perda de carga na coifa: Perdas dinâmicas: 1,49 X Pu V= 900 MPM:(toma-se a velocidade no duto) V Perdas dinâmicas: 1,49 X ( 242, 4 ) 2 = 1,49 X 6,13 = 13,78 mm de C. A. (c) Perdas de carga nos dutos: Trecho reta: 0,75 + 2,0 + 3,0 = 5,75 m Perda por atrito: 0,17 X 5,75 = 0,97 mm de C.A. Perdas dinâmicas nos dois joelhos (Figs. 4.5 e 4.6) 2 X 0,8 X P" ~ 2 X 0,8 X 6,5 ~ 10,40 mm de C.A. Perdas dinâmicas nas junções: 4 mm de C.A. (d) Perdas de carga na chaminé: Tomamos H= 0,75 D, ou seja, n = 0,18 Velocidade na chaminé: Q~293MCM A= 7TX0,322 0,08m2 4 Q 293 V~-~-~3662MPM A 0,08

225 214 VENTLAÇÃO E ExAUSTÃO V Perda dinâmica: O, 18 X -:c:é:-;:-;- = O, 18 X 228,2 = 41 mm de C. A. (242,4) (e) Perdas no ventilador: Usaremos ventilador centrífugo de entrada simples Velocidade na descarga: 15m/sou 900 MPM. Assim temos: 900 ( 242 _ 4 ) ~13,78mmdeC.A. Perdas totais: P, ~ ,78 + 0, , ,78 ~ 93,93 mm de C.A. Potência do ventilador: P= QX~ 60X75X~ 293 X 93,93 P= 6,8cvou5,0kW 60X75X0,7 ExERCÍCOS PROPOSTOS. Calcular a potência do ventilador e do motor elétrico de acionamento numa instalação de ventilação com as seguintes car~cterísticas: pressão total: 25 mm de C.A.; vazão de a.r: 120 MCM; rendimento do ventilador: 80%; potência do motor: 20% acima do ventilador. 2. Calcular a rotação máxima para um ventilador acionado por um motor de 5 HP cujo fator de serviço é 1,15; rotação do motor, RPM; relação entre as polias do motor e do ventilador 1:5. 3. Calcular a velocidade periférica do ventilador do exercício anterior, sabendo-se que o diâmetro do ventilador é de 20 1/4". Dar a resposta em MPM (metro por minuto). 4. Qual a vazão de ar necessária para ventilar uma fábrica com as seguintes dimensões: 30 X 20 X 4 m. Considerar o padrão da ventilação como baixo. 5. Qual deverá ser a área filtrante necessária para o ventilador do exercício anterior, considerando-se a velocidade recomendada para o ar a da Tabela 5.5? 6. Se o captor do exemplo da Fig se destinasse a uma cabine de pintura, qual deveria ser a vazão de ar necessária à exaustão? Considerar como valor médio para a velocidade minima de captação o da Tabela Qual a área do duto de exaustão para uma fábrica de cimento (poeira seca e fina), se a vazão de ar necessária é de MCM?

226 VDmLAÇÃO E EXAUSTÃO Se o duto do exercício anterior for fabricado em alumínio, qual deverá ser a bitola da chapa, considerandose que o cimento contém pouco material abrasivo? 9. Calcular a perda de carga, em mm de C.A., na chaminé de um exaustor sabendo-se que a altura H é 0,5 vez o diâmetro, a vazão é de 800 MCM e a área da tubulação é igual a 0,20 m 2 1 O. Calcular a potência, em kw, do ventilador de um exaustor para uma vazão de ar de 800 MCM, com perdas totais de 50 mm de C.A. e rendimento do ventilador de 0,75%. f

227 , :;: ",, _;i.!,, i, ::i / i i :! ~ ; i i :l,i i i ; : ", j ( i,- r!. j ~ -- i l i 6.1 ntrodução Já v1mos, nas Scções 1.14 e 1.1 5, que em instalações frigoríficas o fluido refrigerante sob a forma gasosa é comprimido no compressor e, sob a forma de gás em alta pressão, é lançado no condensador. Nesse ponto, o fluido está com alta pressão e entalpia e vai ceder calor de forma a se condensar, ou seja, passar ao estado líquido cm alta pressão. O modo pelo qual se dá a condensação define dois tipos de equipamentos: unidade de condensação a ar; - unidade de cnndcnsaçào a água. As unidades de condensação a ar são usadas para pequenas unidades (em geral até 10 ou 15 toneladas de refrigeração). As unidades de condensação a água são indicadas para quaisquer potências. Ao projetista do ar condicionado compete a escolha do tipo de condensação, devendo levar em conta razões de espaço disponível, confiabilidade exigida, quantidade de água disponível, bem como o seu custo c qualidadt: Águas com elevado índice de impurezas, como cálcio, não podem ser utilizadas sem tratamentos adequado-. porque rrovocam incrustações nas tubulações. Por exemplo, se em uma instalação de um CPD a carga térmica exigir 40 TR, ao projetista compete decidir se será mais econômica a instalação de quatro máquinas de 1 O TR com condensação a ar, ou duas máquinas de 20 TR com condensação a água. Deverá levar em conta o investimento imcial em ambos os casos e o custo operacional em que pesará o custo do kw h de toda a instalaçfto. o custo da água em função das rerdas e do número de horas diárias de operação. Normalmente, o uso de água diretamentc dos reservatórios ou dos mananciais públicos ou privados é antieconômico, por isso é quase obrigatório o uso de meios para poupar água. Os cquipament0s mais usados em instalações frigoríficas são as torres de arrefecimento e os condensadores c\ aporativos. Quando usamos as torres de aitefecimento, os condensadores do equipamento de refrigeração são do tipo shell and tuhe, ou seja, uma carcaça de chapa de ferro que possui em seu interior uma tubulação de cobre (veja F1g ). Através des~a tubulação circula o fluido frigorígeno (fréon-12 ou 22), que passa do estado gasoso ao líquido em alta pressão, cedendo calor à água de circulação, com a qual é mantido em cantata dentro do condensador. Os condensadores evaporativos também economizam água e são ao mesmo tempo condensador e torre (Fig ). Nesse- condensadores, o gás quente vindo do compressor (gás em alta pressão) circula em uma serpentina que recebe água dos borrifadores, transforma-se em líquido, que é armazenado no receptor de refrigerante líquido. 6.2 Torres de Arrefecimento As torres de arrefecimento mais usuais são trocadores de calor de tiragem mecânica de ar forçado ou por indução com o tluxo de ar em contracorrente ou COTente mista ou, ainda, torres atmosféricas. A água quente oriunda do condensador circula pela torre; entrando pela parte superior, é distribuída pelos canais abertm c. por gravidade, desce ao tanque coletor, de onde é sugada por uma bomba. O nível dágua do tanque colctor é mantido por meio de torneira de bóia. Assim, a água resf1iada volta ao condensador de modo contínuo e um forme, de tal forma que o calor cedido pelo O ui do frigorígeno à água de circulação é lançado ao ar. com o qual entra cm contato na torre.

228 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATNOS 217,,,,,, Cobertura Água de Ligação de emergência do abastecimento de circulação da torre de arrefecimento Fig. 6.1 Tipos de torre de arrefecimento: (a) atmosférico; (b) corrente de ar forçado; (c) corrente de ar induzido. Há três tipos de torre, conforme a maneira pela qual a corrente de ar entra em cantata com a água (Fig. 6.1 ): (a) atmosférica; (h) corrente de ar forçado; (c) corrente de ar induzido. A torre atmosférica é geralmente colocada na cobertura do prédio e deve ficar localizada de modo a receber a incidência direta dos ventos dominantes, pois não possui ventiladores (Fig. 6.2). É constituída de venezianas de madeira ou de aço nos quatro lados, com pilares de ferro ou concreto nos cantos e uma bacia de madeira, aço, concreto ou alvenaria no fundo. A água circulante entra pela parte superior, é espargida pelos borrifadores e cai por gravidade na bacia, de onde retoma aos condensadores. i. Uma torneira de bóia mantém o nível da bacia de modo a que nunca falte água, evitando assim que entre ar na tubulação de sucção. A torre de corrente de ar forçado (Fig. 6.3) pode ser colocada em qualquer ponto do prédio em cantata com o exterior. Possui um ventilador lateral na parte inferior e pode ser fabricada de madeira, chapas metálicas ou fibra de vidro. Nesse tipo de torre, o ar é forçado contra a água borrifada que cai. Também possui bacia com torneira de bóia, que deve manter constante o nível dágua. A torre de corrente de ar induzido (Fig. 6.4) deve ficar instalada de preferência na cobertura do prédio. O ventilador fica localizado acima dos borrifadores. -~-~

229 Fig. 6.2 Torre atmosfética_ A can:-açu d.t torre rode ser de alvenaria. madeira ou fibra de vidro e deve possuir venezianas laterais para entrada do ar; a bacia fica locali.wcla no fundo da torre e o nível d"água é mantido constante por meio de uma \ lnleira l_k hój,l No contato entre ar c cigua. c~ta cede calor ao ar ascendente por evaporar;ão ou convecção. i\ qunnt1clade de calor dq cedida ao ar ror uma partícula de água com uma superfície ds é: dq = {j(fl- /1(,) ds (equação de Merkel) (6.1) Fig. 6.3 Torre de Lorrenle de ur forçado. totalmente em PR/- (llástiro Rffor( ado com Fibra de Vidm), nutoportcmk. fon\f Alpina Eyuipamt nt Js Fig. 6.4 T arre de corrente de o r induzido, totnlmpntr em!r- (Plástico Refor~ado com Fibra dr Vidro), autoportante. Fornecimento padrão com entrada de ar por quatro lados. Opcionais: entrada por trb ou dois lado~. Fonte: Alpina Equipamento.>.

230 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATVOS 219 onde: dq = quantidade de calor em kcal/h; h - h 0 =diferença de entalpia entre o ar saturado (após o cantata com a partícula) e o ar não-saturado em kcal/ kg; 8 =coeficiente de evaporação que depende das condições de escoamento na superfície-limite ar/água em kg X h m, ds = superfície da partícula em rn 2 Os fatores 8 e ds são dependentes das dimensões físicas do resfriador, portanto a capacidade de resfriamento Q de uma determinada unidade é função das condições atmosféricas e da transferência de calor expressas por h- h 0 O resfriador ideal seria aquele que lançasse na atmosfera o ar com temperatura igual à da água quente e completamente saturado, ou seja, o fator h - h 0 sendo um máximo. A diferença entre as entalpias do ar na entrada e na saída depende da queda de temperatura da água na entrada e na saída e da relação dos volumes de água e do ar em jogo no sistema, ou seja: Vw h2 - h] = - (twl - tw2) V a onde: h 2 - h 1 =diferença entre as entalpias do ar na entrada e na saída; Vw =volume da água pulverizada ou gotejada; V a= volume do ar; tw 1 = tempera~a da água na entrada; tw 2 = temperatura da água na saída.! A temperatura de bulbo úmido do ar do ambiente é o limite físico mínimo ao qual pode ser resfriada a água em circulação no resfriador, por evaporação. Assim, temos a definição de approach (aproximação)- "a diferença entre a ternper~tura da água resfriada tw2 e a temperatura de bulbo úmido do ar do ambiente Ç: a=tw 2 -tu Quanto menor o approach (a), tanto menor pode ser o resfriador, pois maior será a diferença de entalpias, h - h 0, do ar [Eq. (6.1)]. A escolha correta do resfriador vai depender desse approach e da temperatura de bulbo úmido do ar Tabelas climatológicas Baseadas em dados fornecidos pela Diretoria de Rotas Aéreas do Ministério da Aeronáutica (fonte: "Resfriadores de água Alpina"), temos as tabelas climatológicas da Fig. 6.5 para algumas cidades brasileiras. Observando-se a tabela relativa a um lugar específico, poder-se-á optar pela escolha econômica de um resfriador. Para um local em que o pico de calor se verifique em apenas um mês do ano, será mais econômico escolher um resfriador menor, porém com ventilador de duas velocidades, por exemplo, cuja comutação da rotação seja comandada por um termostato na bacia de água resfriada. Para a variação da rotação, pode-se usar uma chave elétrica que faz a ligação de 8 pólos (900 RPM) ou 4 pólos (1.800 RPM) Escolha de uma torre de arrefecimento Para a escolha correta de uma torre, devemos saber a carga térmica Q, a temperatura da água quente em graus Celsius (tw 1 ) e a temperatura de bulbo úmido do ar ambiente tu (podem-se usar os gráficos de temperatura do local). i

231 ("c) "f =;P4+++=1= " 30 " " " " " ~Lf~~~~~~~~~ ti ~ ~ rj ~ [ij <i 0: " o z Cl ~ L. ~ ~ Rio de Janeiro- RJ São Paulo- SP.. " < (C) " " " " 17 " , Porto Alegre - RS, z ) ~; (C) " " " " 15 " , o w " 6 t;j > g N z ~ " " z < <, o o " <, Brasília- DF (C) " " " " 15 " " _j o tlj ~ ::::: ~ ti) o Manaus- AM EZJ.. Fig. 6.5 Curvos climatológicas de algumas cidades brasileiras, Curva 1 Média ar~mética mensal das temperaturas máximas, diárias, no bulbo seco. Curva2 Média aritmética mensal das temperaturas máximas, diárias, no bulbo úmido. Curva 3 Média aritmética mensal da média arllmética diária da temperatura de bulbo úmido.

232 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATJVOS = l v r k [)!<-? ~ Vv NJ\\1 / /!"e><!-~-- ~ 1~ v v ~ :t o!- ~ ".,;.

233 222 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATVOS Esses dados deverão ser conhecidos pelo projetista de ar condicionado. De acordo com a experiência, nas instalações de ar condicionado ou frio industrial devem-se usar os seguintes valores: para o approach, a= twz - tu de 3 a 5,S C; - para tw 2 = 29,5 C; - para o Z = tw 2 - tw 1 de 4 a S,S C. onde: tw 2 =temperatura da água resfriada em Celsius; tw 1 =temperatura da água na entrada do resfriador em Celsius; t., = temperatura de bulbo úmido em Celsius. Exemplo 6.1: Numa instalação de ar condicionado para verão, o projeto fixou os seguintes elementos: carga ténnica: 100 TR; temperatura de água quente tw 1 : 34,5 C; - temperatura.de bulbo úmido do ar exterior tu: 24 C. Desejamos escolher o resfriador de água. Solução: Utilizando os dados da Alpina (Fig. 6.6), temos: entrando com a temperatura de bulbo úmido, seguimos na horizontal até a temperatura da água resfriada tw 2 = 29,S C (para Z = 5 C). Desse ponto, baixa-se até a linha z =soe. Agora vamos escolher uma vazão para a bomba de 60m 3 /h na base de 3 GPM!TR (11,4llminuto portr). Levantemos a. vertical partindo do ponto Gw = 60m 3 /h, até encontrar a horizontal que passa no ponto correspondente a z.= soe. Temos o resfriador: 40 OHSV com 420 RPM, 3,0 cv, 6 pólos. Obs.: Nesse exemplo escolhemos um ventilador com 213, ou seja, 66% de sua rotação nominal, para que, nos raros dias do andem que a temperatura de bulbo úmido ultrapasse esse valor de projeto, possamos aumentar a rotação do ventilador para 100% de sua capacidade Perdas de água As perdas de água de um resfriador do tipo compacto não ultrapassam 2% da vazão da água de circulação. As perdas devem-se à evaporação de água, arrastamento das gotículas finíssimas pelo ventilador e ainda à purga de desconcentração Esquemas de instalações de resfriadores compactos Na Fig. 6.7 vemos o esquema de uma torre de resfriamento de água, onde estão representados os fluxos de ar entrando lateralmente e saindo no topo (ventilador no topo) e a água caindo na bacia. Essa torre é do tipo de aspiração de ar (corrente induzida). Na Fig. 6.8 vemos representados os principais componentes de uma torre do tipo de aspiração de ar. Vejamos agora o esquema de uma instalação completa- Fig Nesse esquema temos o comando automático do ventilador no circuito de água fria. O comando da bomba da água de circulação (BAC) pode ser manual ou automático pela fonte de calor; uma vez ligada a BAC, o ventilador é comandado pelo termostato. Cuidados: evitar a entrada de ar na tubulação de sucção da bomba; regular a faixa de temperatura do termostato, de modo a evitar partidas e paradas frequentes do ventilador. No esquema seguinte (Fig. 6.10), para evitar a entrada de ar na tubulação de sucção, foi utilizado um depósito de água intermediário; foram instalados dois filtros em paralelo com manômetro diferencial, o que possibilitará limpeza

234 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATVOS == D D B B DO i,. Fig. 6.7 Esquema de uma torre de resfriamento de água. :~ 1 Motor- Ventilador. 2. Eliminadores de gotas. 3. Entrada dãgua. 4. Corpo da torre em fibra de vidro (fibarglass). 5. Enchimento fabricado em blocos compactos em plástico. 6. Venezianas. 7. Saída de água. Fig. 6.8 Componentes prindpais de uma torre de resfriamento. ou reparos nos filtros com a instalação em funcionamento. Nesse esquema estão sendo utilizadas duas torres em paralelo, o que é uma boa solução, pois, no caso da falha de uma delas, a outra poderá atender a meia-carga. No esquema da Fig temos uma instalação típica para edifícios em que torre e bomba ficam localizadas na cobertura do prédio. Para evitar a entrada de ar na sucção da BAC, foram instaladas duas torneiras de bóia. Na partida da BAC, abre-se a torneira de bóia B, e, como há pequeno desnível entre a caixa-dágua e o resfriador, o nível dágua continuará baixando. Para evitar a entrada de ar na sucção, foi feito um desvio dágua tipo by-pass, onde parte -,. i

235 224 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EYAPORAT!VOS Termostato COlocação ao ar livre COlocação dentro do prédio Condensador Aqui deve ser drenada a desconcentração cerca de 50% Fig. 6.9 Esquema básico de uma instalação de torre de arrefecimento. r Termostato Aqui deve ser drenada a purga de dascom:entração- C.A. 50% da reposição. Condensador Nfvel de operação i!ê o ~ o " Fig Esquema de sistema com duas torres e depósito intermediário.

236 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATVOS 225!: Caixa-! ( Condensador Filtro opcional Fig Sistema com torre e coixo"dáguo em pequeno desnível. ~goto da água retoma ao tanque coletor, dando tempo para que a torneira de bóia B retorne ao nível de operação. Pelo registro globo D, regula-se a vazão e a pressão no by-pass. Desse modo pode-se evitar a entrada de ar na tubulação de sucção sem o uso de depósito dágua intermediário, que onera a instalação. Na Fig vemos uma torre atendendo a um edifício de vários pavimentos, sendo localizada em pavimentos inferiores Quantidade de água de circulação Na Seção 1.16; quando estudávamos os fundamentos sobre refrigeração, vimos que a quantidade de água de circulação para os condensadores deve ser de 3 GPM por 1R para um diferencial de temperatura aproximado de Lona D!J arrefecimento Esgoto Fig Torre de resfriamento situado no pavimento inferior.,. i ""

237 ~~~~~~- 226 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATVOS 1 oop (5,6 C), ou, em dados práticos, tomaremos de 3 a 6 GPM por TR, ou seja: 11,4 a 22,8 litros por minuto por tonelada de refrigeração (TR). Em outras unidades: 0,68 a 1,36 m 3 /h Exemplo 6.2: Vamos supor uma instalação cuja carga térmica seja de 100 TR. A quantidade de água de circulação a passar pelo condensador, bomba e torre na base de 0,68 m 3 /h por TR será: Se tomarmos a base de 1,36 m 3 /h por TR, será: 0,68 X 100 = 68m 3 /h 1,36 X 100 ~ 136 mlh Com esse valor mais alto de água de circulação entrando no ábaco da escolha de resfriadores (Fig. 6.6), verificamos que poderíamos escolher uma torre menor com menos diferencial Z, porém, para evitar uma BAC (bomba da.água de circulação) de maiores proporções, teríamos que fazer um by-pass na tubulação de recalque (Fig. 6.1). Assim evitaríamos maiores perdas resultantes da maior vazão de água pelo condensador Escolha de bomba da água de circulação (BAC) Para a escolha de uma bomba-dágua, devemos conhecer os seguintes parâmetros: altura manométrica em metros- Hm~ vazão em m 3 /h - Q. A altura manométrica Hm é a altura representativa das perdas de carga a vencer mais a altura estática: Hm = Hest + Hperd. As perdas de c~ga de um sistema de água de circulação podem ser divididas em três parcelas: perda de carga através do condensador, em metros, obtida pelos dados do fabricante; perda de carga através da torre, em metros, obtida pelos dados do fabricante; perda de carga através das tubulações, conexões, registras etc., em metros, obtida pelos cálculos hidráulicos (veja tem de nstalações Hidráulicas e Sanitárias, do mesmo autor). Para se conhecer as perdas no sistema hidráulico, precisa-se saber o diâmetro das tubulações. Os diâmetros podem ser fixados conhecendo-se a vazão em m 3 /h ou Vs e a velocidade em m/s. De acordo com a NB-92 da ABNT (nstalações prediais de água fria), a velocidade máxima nas tubulações deve ser de 2,5 m/s. A NBR-6401 da ABNT dá uma indicação dos diâmetros recomendados em função da vazão, o que deve ser usado pelo projetista da instalação (Tabela 6.1) Potência da bomba da água de circulação (BAC) A potência da BAC pode ser obtida através da seguinte expressão: p ~ ~l.c:oo.:_o.:.x--"q-:x-"h,_. ou X 75 X~ onde: P =potência em cv; Q =vazão em m 3 /h; Hm = altura manométrica em m; TJ =rendimento do conjunto motor-bomba (da ordem de 40 ou 50%)..,..

238 l j l i: l l r l TORRES DE ARREFBC!Ml!NTO E CONDENSADORES EV APORATVOS 21: ==-==-c==c:===-==-=-==-=--=- Tabela 6.1 Diâmetros Recomendados e Velocidades Máximas nas Tubulações de Água (NBR-6401) Dilimetro do Tubo pol. ~ 19 3/4 25 l 32 1/ / A, vazoes.ao para tubo classe DN Vazão* mvh 1, Sistema Feclw.do Velocidade Perda Vazão* mi< % mlh 1,2 lo 1,0 1,5 lo 2,2 1,7 lo 4 1,9 lo 6 2,2 lo 12 2,5 lo 23 2,8 lo ,2 5,5 204 Sistema Aberto Velocidade mi< 0, ,2 1,3 1,6 2, ,5 2,9 3.1 p,ro, % lo lo lo lo 10 lo 9 Exemplo: Q= 60m 3 /h; Hm~l5m. 60X!5 P ~ -=::--:--:-::"--:- = 8,3 cv, ou 6 kw 270 X 0,4 6,3 Condensadores Evaporativos ntrodução Uma instalação;que usa um condensador evaporativo dispensa o condensador normal; esse equipamento é uma composição de condensador e torre numa só peça. Em geral é localizado na cobertura, onde funciona melhor,! : porém pode ser instalado em qualquer parte do prédio. i : Os condensadores evaporativos podem ser colocados acima ou abaixo dos evaporadores, sendo melhor aci ma; podem ser usados para instalações que utilizam mais de um compressor Partes constituintes Na Fig vemos um esquema típico de um condensador evaporativo que é composto das seguintes partes: 1. Carcaça- em geral feita de chapas de aço galvanizado, submetidas a tratamento anticorrosivo. 2. Serpentina de condensação- é uma tubulação de cobre com aletas contínuas também de cobre, para resis tir à corrosão. 3. Ventiladores - são colocados na parte superior, acima dos eliminadores, para evitar que a água seja arras tada com o ar. São do tipo dupla entrada, dupla largura e montados no mesmo eixo no caso de haver mais de uma unidade; a descarga do ar pode ser na lateral ou na vertical. 4. Motor dos ventiladores- é a máquina acionadora dos ventiladores, deve ficar do lado de fora e protegida contra as intempéries. 5. Bomba-dágua e motor- fica localizada na parte externa abaixo da bandeja, de modo a trabalhar "afoga da", para evitar entrada de ar na sucção. 6. Distribuidor de água e borrifadores-ficam localizados logo acima da serpentina de condensação; são fei tos de latão ou cobre e servem para espargir a água pressionada pela bomba de modo uniforme.,. i

239 228 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATVOS VSTA DE CMA + Corte lateral Corte longitudinal Vista lateral Fig Condensador evaporativo- partes constituintes. 7. BanQeja de água- é feita de chapas de aço galvanizado e localiza-se no fundo da carcaça, de modo a receber água dep<;>is de passar pelas serpentinas, da caixa ou da rua. 8. Torneira.de l:i6ia- é a peça indicada para manter o nível da água da bandeja sempre constante. 9. Abertura de e1,1trada de ar-é a abertura colocada logo acima da bandeja e abaixo da serpentina de condensação. 10. Eliminadores- evitam que a água seja arrastada pelo ar até o ventilador; são feitos de chapas de aço com proteção cont;ra corrosão. 11. Aberturas de saída do ar- devem ser colocadas do lado oposto à entrada e servem para a saída do ar quente; são dutos de chapas galvanizadas. 12. Entrada de gás quente -é um ponto lateral e externo da carcaça, onde se liga a tubulação de cobre vinda do compressor. 13. Receptor do refrigerante líquido-fica localizado na bandeja e se destina a receber o refrigerante depois de condensado nas serpentinas; daí é enviado ao evaporador do sistema, depois de sofrer a expansão. 14. Saída do refrigerante líquido- é o ponto onde se liga a tubulação de líquido em alta pressão que se destina à serpentina de resfriamento da bandeja. 15. Dreno- é uma saída de água controlada por um registro, para esvaziamento de cuba nas ocasiões de reparos e manutenção Funcionamento O condensador evaporativo integra o ciclo de refrigeração. Nas Figs e 6.14 vemos todo o conjunto montado para operação. O gás quente oriundo do compressor passa pelas serpentinas de condensação, onde recebe a água borrifada; nessa região, o gás cede calor à água e ao ar e se condensa, sendo depositado no receptor do líquido sob a forma de líquido em alta pressão. Do receptor,

240 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATVOS 229 ~~ ~~~=~===c:.:=====_:c --= Condensador evaporador Unha de lfquldo Cobertura L1nha de gás quente Compressor ~~~ar ~ Serpentina de expansão direta Piso Duto em Piso (152,5 m/mln) Fig Condensador evaporativo- instalação. " o fluido frigorígeno se desloca para a válvula de expansão e daí às serpentinas de expansão direta (evaporador), onde circula o ar que é refrigerado. No evaporador, o fluido se torna gasoso e novamente é aspirado pelo compressor pela linha de sucção. A bomba-dágua recebe a água depositada na bandeja e pressiona-a no distribuidor de água e borrifadores. A água espargida é lançada sobre as serpentinas de condensação, provoca troca de calor com o fluido quente e se evapora (calor latente de vaporização). O ar circulando sob a ação do ventilador mantém cantata com as serpentinas e a água que lhe cede calor, é lançado ao exterior sob a forma quente e úmida, ou seja, praticamente satui!

241 230 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATNOS Tabela 6.2 Dados Recomendados para Escolha de Condensadores Evaporativos Capacidade em TR Vazão do ventilador em MCM l Motor do ventilador (HP) Entrada de água /4 3/4 3/4 Vazão da bomba-dágua (1/min) ll Motor da bomba-dágua (HP) 1/4 l/4 l/3 l/ l/2 3/4 Perdas por evaporação (min) 0,65 1,26 1,89 2,52 3,15 3,78 5,04 6,3 rado. À semelhança da torre, a temperatura de bulbo úmido do ar nunca é atingida pela água de retomo situada na bandeja. Haverá sempre um approach (a = tw 2 - tu) da ordem de soe twz = temperatura da água de retorno em oc; tu = temperatura de bulbo úmido do ar em 0 C Dados práticos gerais para os condensadores evaporativos (a) Vazão de ar dos ventiladores- a vazão dos ventiladores deve ser em tomo de 250 CFM por tonelada de refrigeração, ou seja, 7,07 MCM por TR. (b) Água de circulação- a quantidade de água de circulação deve ser de 1 GPM por tonelada por minuto de refrigeração, ou seja, 3,78litros/minuto por TR. (c) Perdas de água- a quantidade de água perdida por evaporação é da ordem de 2 galões/hora por tonelada de refrigeração, ou seja, 0,126litro/minuto por TR, ou seja, cerca de 3,3% de perda. Na Tabela 6.2 vemos alguns dados para os condensadores evaporativos baseada nos dados práticos acima descritos. EXERCÍCOS PROPOSTOS. Cite três razões pelas quais é imposta a instalação de unidades com condensação a ar. 2. Em uma instalação de funcionamento diurno na cidade de Porto Alegre, a temperatura da água de saída da torre é de 29;5 C. Calcular o menor approach anual, utilizando as curvas climatológicas da Fig Selecionar um resfriador de água para uma instalação com os seguintes dados: carga térmica: 60 TR; temperatura da água quente: 33,5 C; temperatura de bulbo do ar exterior: 25 C; vazão da bomba: 3 GPM por TR. Usar o gráfico da Fig. 6.6 e tomar o Z = Calcular as perdas de água de um resfriador para uma instalação de 80 TR e o custo mensal dessas perdas, supondo a instalação funcionando 24 horas por dia durante os 30 dias. base: 3 GPMffR; - custo da água: R$ 2,00 por metro cúbico. 5. Considerando os dados do exercício anterior, calcular o diâmetro recomendado para a tubulação de água da torre de resfriamento, de acordo com a NBR Calcular a potência de uma bomba dágua de circulação (BAC) para uma instalação em que a altura mano métrica é 1Om e a carga térmica. 50 TR. Tomar o rendimento de 40% e a vazão de 6 GPM/TR. Resposta em kw.,. i

242 TORRES DE ARREFECMENTO E CONDENSADORES EVAPORATVOS Calcular a altura manométrica do sistema da Fig._ 6.11, onde temos os seguintes dados: distância entre a entrada e saída de água na torre: 2,5 m; perda de carga no condensador: 8 m de C.A.; perda de carga na torre: 6 m de C. A; perda de carga na tubulação: 0,5 m/min; comprimento da tubulação: 20 m; comprimento devido aos acidentes: 40 m. 8. Qual deve ser a vazão de ar do ventilador de um condensador evaporativo para uma instalação de 25 TR? Dar a resposta em MCM. 9. Qual deve ser a quantidade de água de circulação para a instalação do exercício anterior? 10. Qual será a quantidade perdida por evaporação, em litros/minuto, para a instalação do Exercício 8? ---:---,,

243 7.1 Generalidades Há três objetivos principais ao se projetar um sistema de controle numa instalação de ar condicionado: - conforto: econom1a; --!-.egurança. O conforto consegue-se mantendo a temperatura e a umidade relativa do ambiente dentro dos limites desejáveis; a ecojjomia é obtida fazendo-se com que cerlos equipamentos sejam desligados nos momentos de menor carga térmica; a segurança é obtida acionando-sc cerlos dispositivos toda vez que há alguma anormalidade no funcionamento da instalação. Os di~positivos de controle podem ser de dois tipos: - liga-desliga (on-ojj); gradual. Corno exemplo de controle liga-desliga, podem-se citar termostatos, pressostatos; como exemplo de controle gradual, temos a válvula de expansão tennostática. 7.2 Sistemas de Controles Automáticos Os si~ temas de controle mais usados em ar condicionado são: elétricos; pneumáticos; - autónomos. Os sistemas elétricos são os mais usuais e se baseiam no princípio de que pequenas correntes podem controlar grandes cargas. Há dois circuitos básicos no controle elétrico: circuito de força, que aciona a máquina operatriz; - circuito de controle, que uma vez fechado possibilita o fechamento da chave do circuito de força. Os sistemas pneumáticos são acionados por ar comprimido, normalmente a baixa pressão (até 1,05 kg/cm"), e servem para abrir ou fechar válvulas ou registras. Os controles autônomos são assim chamados porque não precisam de fonte externa para agir; utilizam o princípio da dilatação de um líquido volátil para fazer abrir ou fechar uma válvula. 7.3 Controles Elétricos Os controles elétricos podem ser: Generalidades - de acionamcnto dos equipamentos: - de operação do sistema. O controle de acionamento é conseguido por meio de chaves, relés, contactares, lâmpadas sinalizadoras, botoeiras liga-desliga etc. dispostos de maneira adequada a dar partida, proteger e intertravar os diversos equipa-...

244 CONTROLES AUTOMÁTCOS 233 -~~~~- ~~-~ ~=~----=---="- mentos que devem entrar em operação segundo uma seqüência apropriada. O controle de operação do sistema é conseguido por meio de tennostatos, umidistatos, pressostatos, válvulas solenóides etc., cuja função é manter o recinto dentro das condições de conforto desejadas. Antes de estudannos o funcionamento de um sistema elétrico de controle e acionamento, vejamos algumas definições: chaves elétricas- são clispositivos destinados a ligar-desligar e proteger os circuitos, com comando local; contactares- equipamentos destinados a ligar-desligar e proteger, com comando a clistância ou local, possuem internamente o circuito de controle e o circuito de força; relé auxiliar- equipamentos que permitem ligar-desligar outros circuitos auxiliares, não possuindo circuito de força; relé de sobrecarga - equipamentos de proteção que se abrem quando a corrente ultrapassa certos limites; botoeira liga-desliga- dispositivos para ligar e desligar os circuitos; lâmpadas sinalizadoras- servem para mostrar se um circuito está ligado ou desligado; termostatos - equipamentos que permitem a regulação de temperatura através de contatos que se abrem no limite máximo~ se fecham no limite mínimo; pressostatos -equipamentos que operam por pressão máxima (desligam o circuito) ou por pressão mínima (ligam o circuito); umidistatos- aparelhos que regulam a umidade relativa do ambiente, abrindo ou fechando o circuito conforme os limites desejáveis; válvulas solenóides-válvulas que abrem ou fecham o fluxo de um fluido qualquer (água, fréon, vapor etc.) mediante a atuação de uma bobina elétrica comandada por um outro equipamento controlador. Na Fig. 7.1 vemos alguns tipos de aparelhos controladores da operação do sistema. Agora que já temos noção da função de cada peça, vejamos como será o desempenho de um conjunto. Suponhamos os diagramas das Figs. 7.2 e 7.3, correspondentes ao funcionamento do condicionador de ar lot-va da Coldex -Trane, do tipo self-contained (compacto). No circuito de força, vemos como as diversas máquinas do condicionador se ligam às fases R, S, T de uma rede elétrica trifásiqa. Uma chave geral liga, protege e secciona o condicionador na rede (poderia ser um disjuntor); cada ramal é protegido por fusíveis (PJ> Fz, F 3 ). Cada máquina é ligada e desligada pelos contactares CJo C 2, C 3, que são acionados pelas bobinas a-b, que estão no circuito de controle. No circuito de controle, vemos os cliversos componentes destinados a acionar os equipamentos e a manter as condições necessárias ao conforto no recinto Funcionamento do circuito de controle elétrico de um condicionador compacto A partida do ventilador Ml é feita através da botoeira liga, L, o que possibilita completar o circuito elétrico, onde estão as bobinas a-b do contactar C 1, o relé RS (21-22), o cantata auxiliar C 1 do contactar (13-14), a bobina desliga, D (3-4), os tennostatos internos do compressor TlCl e T1C2 e os protetores externos de sobrecarga PESte PES2. Completar o circuito significa ligar a fase Sl à fase Tl através dos componentes citados. Agora vamos ver como será dada a partida nos compressores M2 e M3, e para isso acompanhemos o diagrama da Fig Para que o circuito a partir da fase S fique completado, é necessário que a bomba da torre de arrefecimento esteja em funcionamento, ou seja, o cantata auxiliar CABT fechado e também o termostato de ambiente TARl, e o interruptor refrigerar R 1. Desse modo, teremos o circuito completo até o ponto 21 do diagrama, e a partir dai, até a fase Tt, todos os componentes estarão ligados. Na Fig. 7.3, vemos que o cantata auxiliar CABT, o termostato TARl e o umidistato UAl estão ligados com linhas interrompidas, o que significa que estão localizados fora da barra de terminais do condicionador. Facilmente se verifica que quaisquer desses ramais que se completem farão com que a lâmpada-piloto, LP, se acenda, indicando que o circuito está energizado. ~!. li

245 234 CONTR{>Li- Al 10~1-í"rlCOS (a) (b) Fig. 7.1 (a) Control~s automáticos-aparelhos controladores de temperatura. umidade c vazão. Fontes: Catálogo!ohnson Controls, RA. 7" cd. Catálogo Sotchwell Sunvig; Catálogo Regin. (b) Em um único instrumento de mão, termômctro, higrômetro e anemôme" ro marcando Vflncidade de vento, t~mperatura, efeito de vento (sensação térmica), umidade relativa, índice de calor e ponto de onulho. Fonte: Catálo9o Bascnge.

246 ~.. r r r r ~ f r /~~~,::::::::~l-i T1 81 F1 C1 " c.,., F3 C3., 1 1 r-,-l--1-, rjl r-tj rtl r r r 1 : LÓJ LÚJ L& : i\-\\: ll-1--1-j R S T Chave geral M1 M Fig. 7.2 Circuito de força de um condicionador do tipo self"contained- condensação a água. M3 i ~

247 236 CONTROLES AUTOMÁTCOS " F2A C1 LP 4 C2 C3 LP b b " C1 3 D ,-,- i PACR 1 : PBCR 1,_ " : PACR 2 : PBCR 2,_ , , t : ! CABT~ "\TAR1 ~UA1 "1TAR2 ~UA j 1r----~ R1 R2 TC1 PES1 TC2 PES2 F2A r ,r "1 T1~~~ 14 L_t; -----~ \."_(_ _.J 15 Cl Contactar do motor do ventilador do evaporador C2 Contactar do motor do compressor l C3 Contactar do motor do compressor 2 CABT Contocto da bombo de água da torre de arrefecimento D Botoeira desliga nterruptor refrigerar " L Botoeira liga LP Lâmpada piloto PES Protetor externo de sobrecarga PACR Pressostoto de alto com rearme PBCR Pressostoto de boixo com rearme 51 Relé de sobrecorga do ventilador do evaporodor TAR Termostato de ambiente TlC Termostato interno do compressor UA Umidistoto de ambiente Bomes Ml Motor do ventilodor M2 Motor do compressor 1 M3 Motor do compressor 2 Fig. 7.3 Circuito de controle de um condicionador do tipo self contained- condensação a água.

248 L ~ ~ 81 1 ~ ~ 13 C1 01[ ~ b LP b.1,.1, PBCA1 C2C a b Q )LP PBCA2 C3C ~ ~ ~ -- LP ~ PAGA PACA2 ~ T1 D~ :~L?=?-- -,,-,- l TC~ ~ P 6 1, 6 6 >\ 1 T~U~ 1 i \cabt 2 R 1 T~U~ 1~2 ~: PES 1 T 1 L JL : ~-: J~ L....J J -_L _..J Fig. 7.4 Barra de terminais utilizando o circuito da Fig s c i i ~.,

249 238 CüNTROl ES ALTOMÁT!COS Para facilitar a ligação dos componentes internos ou externos do circuito, m, fabricantes montam uma barra de terminais, conforme se vê na Fig Pode-se constatar, pela Fig. 7.3, que os compressores M2 e M3 só podem funcionar se o ventilador Ml estiver ligado; aliás, é recomendado que, na partida do condicionador, ligue-se o ventilador e espere-se cerca de 2 minutos para dar partida nos compressores, que só entrarão em funcionamento se a torre estiver ligada (CABT) e se o termostato de ambiente (TAR) ou o umidistato de ambiente (UA) estiverem fechados Funcionamento do circuito de controle elétrico de um sistema de água gelada Vamos ver agora como funcionam os circuitos de controle das Figs. 7.5 e 7.6, relativos a uma instalação central de água gelada. Como no exemplo anterior, há dois tipos de circuitos: o circuito de força, através do qual são energizadas as máquinas do sistema; e o circuito de controle, por meio do qual são completados os circuitos das bobinas de fechamento dos contactares do circuito de força. Nesse exemplo, lemos os seguintes equipamentos principais: PWC- unidade resfriadora central (power water chilleá); BAG- bomba de água gelada (normal); BAGR- bomba de água gelada de reserva; BAC -bomba de água de condensado (nonnal); BACR -bomba de água do condensado de reserva; V -voltímetro; A- amperímetro; 3KU 1 - seccionador elétrico; TCl -transformador de corrente; e- fusíveis (e 1, e 2, e 3 etc.); ct- elemento térmico (protege contra sobrecorrentes); 3T A - contactores elétricos (ou chave magnética CM); RA- relé auxiliar; BD -botoeira desliga; BL- botoeira liga; FSG -chave de fluxo de água gelada; FSC- chave de fluxo de condensado; P 16 - chave reversora. Para que as unidades PWCl e PWC2 possam entrar em funcionamento, são necessárias as seguintes operações preliminares: - torres em funcionamento; - bomba de água de condensado ligada (normal ou reserva); - bomba de água gelada ligada (normal ou reserva); chaves de fluxo de água gelada e de condensado fechadas. Para a operação do sistema, começamos a ligar os ventiladores das torres, agindo nas botoeiras 6BL e 5BL (o que energizará as bobinas CM5 e CM6) e a dos cantatas auxiliares RAle RA2. Assim fecham-se os cantatas auxiliares RA e RA2 (o que possibilita retirar o dedo da botoeira) e as torres continuam ligadas. Agora vamos dar a partida na bomba de condensado (normal ou reserva); confonne a posição da chave reversora, pode-se usar qualquer das bombas. Se houver água na torre, a chave-bóia está fechada e, para dar partida nas bombas de condensado, basta ligar as botoeiras 3BL ou 4BL. Suponhamos que a chave reversora esteja na posição para 4BL; a chave magnética CM4 terá a sua bobina 8C energizada, bem como o cantata auxiliar 8Cl. Desse modo o relé auxiliar RA6 também será fechado. J

250 i,. r 3,P+N-480V-60H2 3X300MCMoN 3d>+ N -4i0 V-60Hz " +--<ízi>--&~~! ~ ~00 v EZ-2512A HB 1000/SA ~2g1 REKZ P16-33hs -----v:.ja a ~ 3X110+N " 3KU A.,... 1 ", 3KU1-327,.~ KU1-327 KU1-327~ 3KU A 250A 250A l250a Jl" Jl" Jl Jl" :tf NH2-250A ;e NH2-250ill NH2-250Azt NH2-250A T T T T -----v-----" PWC v-----" PWC2 ~" rp631/3 x 5,jj LA-24 ~" "" "" 30 ~ 45A 3UA43 ~" rp63113 X 5 1l "" 3TA-24 :J 6C1 "" EZ 2512A " ewc ET32@ ET32~ ~U-V.5 Comando " P hs EZ 2512A "" PWC2 " BAGR 30 HP BACR 40HP ~" Fig. 7.5 Cirruito de força de um sistema de ógua gelada. "c 40HP t ~,,

251 240 CONTROLES AlffOMÁTCOS ~. / õ ~./ ~..-. ij.,,.. ~ e----o e----o. ~ -----<> ~,. o -----<> -<;.- c " " o :::: :::: 3 t-----y----~--+-p ~ L f ~----i t rlj}{!}l 0!. "". o l.:; o u :11" c..-. J! c ""~ o L------~ ~-----, < < rltkdj \. "".\

252 CONTROLES AUTOMÁTCOS 241 Para se ligar as bombas de água gelada, basta agir numa das botoeiras lbl ou 2BL, o que fechará o circuito da bobina, e os contatos 5Cl (ou 6Cl) se fecharão, assim como o relé auxiliar RA3 (ou RA4). Desse modo estamos vendo que. para se poder dar partida em PWCl e PWC2, bastará que as chaves de fluxo FSGl (ou FSG2) e FSCl (ou FSC2) estejam fechadas, indicando que o condensado e a água gelada estão circulando nas tubulações. Como veremos adiante, a operação final de ligar e desligar os resfriadores de água PWCl e PWC2 ficará condicionada ao termostato controlador da temperatura da água gelada, que fica localizado no interior do reservatório de água gelada. A água gelada circulando através dosfan-coils será controlada por uma válvula de três vias (não consta das Figs. 7.5 e 7.6) que regulará a temperatura do ar a ser insuflado nos ambientes condicionados Controles do compressor Os compressores de qualquer sistema de refrigeração são equipados com dois pressostatos: pressostato de alta pressão; prcssostato de baixa pressão. Esses controles visam exclusivamente à proteção do equipamento contra qualquer anormalidade na pressão do fluido frigorígeno. O desligamento na alta pressão tem por objetivo evitar que a pressão na cabeça do compressor se eleve a um ponto excessivo, capaz de provocar a ruptura de peças. A pressão máxima deve ser em tomo de 175 a 200 libras por polegada quadrada (12,3 a 14,1 kg/cm 2 ), o que provoca a parada imediata do compressor, pois, como vimos na Fig. 6.1, abre-se o circuito de controle e as bobinas de ligação são desenergizadas. O desligamento na baixa pressão tem como objetivo evitar que o compressor trabalhe a pressões muito baixas, o que provocaria congelamento das serpentinas. A regulagem do pr~ssostato deve obedecer às indicações dos fabricantes dos compressores Tipos de controle no recinto Não há regras fixa~ para se preestabelecer os tipos de controles no recinto. Cada instalação tem a sua peculiaridade, que deve ser estudada pelo projetista a fim de decidir os controles mais indicados. Alguns princípios podem orientar na escolha do tipo mais indicado de controle no recinto: recintos pequenos: termostato simples, termostato de dois estágios; recintos grandes: termostato simples, termostato de dois estágios, controle por zonas (dois ou mais tennostatos); recintos múltiplos: um termostato em cada recinto, controles por zona (dois ou mais tennostatos); prédios de vários pavimentos: tennostatos em cada recinto, controles por zona (um termostato em cada andar) ou um termostato em cada dois ou mais recintos por andar; prédios com um.fan-coil por recinto: um único termostato por recinto (esse sistema é o que oferece melhores condições de conforto, pois o controle da temperatura é individual, como é o caso de hotéis ou escritórios com separação entre as salas). Quando o recinto é muito grande, será indicada uma unidade central (unidade compactaoufan-col"[) por zona; nesse caso, o controle é geral. Será sempre indicado o grupamento por zona de locais que recebem a mesma insolação, por exemplo, as salas de lado oeste constituem uma zona separada das salas de lado sul do prédio. 73,6 Diagramas de controle O controle mais simples é o de um único termostato de ambiente controlando a chave de partida do compressor- Fig Nessa figura vemos uma instalação de conforto para verão em que o termostato de ambiente é regulado para uma única temperatura; quando é atingida essa temperatura, o compressor desliga, e quando a

253 242 CONTROLES AUTOMÁTCOS _: Arde A i Ar exterior Linha de partida do compressor Fig. 7.7 Controle do partida do compressor por termostato de ambiente. temperatura ultrapassa o ponto fixado, o compressor parte até ser restabelecida a temperatura. Para melhorar as condições internas, há um registro manual para regular a vazão de ar de retorno e outro também manual para o ar exterior. Nesse tipo de controle há o inconveniente das ligações e paradas do compressor muito freqüentes. Para evitar esse problema, n~ diagrama da Fig. 7.8 é indicado o controle por válvula solenóide comandada pelo termostato de ambiente. O papel dessa válvula é fechar o fluxo de refrigerante toda vez que o termostato de ambiente completar o circuito elétrico (quando é atingida a temperatura de corte). O compressor continua funcionando até parar por ação do pressostato de alta. No diagrama-da Fig. 7.9 vemos uma instalação para verão em que a serpentina de esfriamento (evaporador) é subdividida de modo a atender a duas temperaturas diferentes. O termostato de dois estágios é uma caixa onde se pode registrar duas temperaturas diferentes. Se, por exemplo, registramos a serpentina menor para que sua válvula solenóide feche a uma temperatura de 80 F (26, 7 C) e a serpentina maior é regulada para 78 F (25,6 C), temos o seguinte: se a temperatura ambiente for caindo até 26,7 C, fecha-se a entrada de refrigerante na serpentina menor, mas continua o fluxo de refrigerante pela serpentina maior até ser atingida a temperatura de 25,6 C. Caixa Serpentina de esfriamento Fluxo de ar Compressor T enncstato de ambiente esfrlamento Fig. 7.8 Controle do válvula solenóide L

254 ~ CONTROLES AUTOMÁTCOS 243 Serpentina de esfriamento Fluxo de ar l Linha de sucção~ Válvula de expansão >-- Compressor l liquido Liohodofi T, Termostato de ambiente tipo de dois estágios L Fig. 7.9 Diagrama de controle utilizando termostato de dois estágios. Nesse ponto, deixa de entrar refrigerante em ambas as serpentinas. nversamente, quando a temperatura atingir 25,6 C, abre-se a serpentina maior, e, se a temperatura continuar subindo, a 26,7 C abre-se a válvula da serpentina menor. Na Fig vemos uma instalação em que a temperatura ambiente deve ter controle rigoroso. O termostato de ambiente é do tipo modulador, sendo capaz de comandar um controlador de seqüência abrindo cada serpentina por meio da válvula solenóide respectiva, de modo que a temperatura ambiente seja controlada em degraus, e não bruscamente, como nos outros diagramas. Nesse tipo de instalação há necessidade de um controle automático de sucção pára o perfeito funcionamento do compressor. Na Fig verrios uma instalação utilizada em localidades em que há grande variação de temperatura no verão e no inverno. Serpentina de esfriamento Válvula de Linha de líquido Controlador em seqüência / M TM ;< r----;-, Termostato de ambiente tipo modulador Fig Controle de quatro serpentinas.... ;.

255 244 CONTROLES AUTOMÁTCOS Ar etsrior A Arde A t Arde insuflamento veto mo Controle de t1mite mlnimo de temperatura ~ Serpentina de - esfr~mento Tubulação de vapor Serpentina ~ vecimento 13: 1 Ventilador ~ F r L_ l Termos lato de ambiente de vapor tipo moduladorj...,... para aquecimento tipo ~ àula ~utomát~a Fig.7.11 Controle do aquecimento de ambientes. A serpentina de aquecimento é percorrida por vapor cuja vazão é controlada por uma válvula automática de vapor tipo modulador. Essa válvula é comandada pelo termostato de ambiente, também do tipo modulador, que ainda controla a temperatura rrúnima do doto de ar de insuflamento. Em muitos sistemas de ar condicionado há necessidade de controle da umidade, em especial aqueles em localidades frias ou onde a umidade é normalmente baixa. Na Fig vemos uma instalação capaz de controlar a umidade: um umidistato manual é colocado ou no ambiente ou na tubulação de retorno (preferível). Esse umidistato H age diretamente na válvula solenóide SW que controla o fluxo dágua nos borrifadores. Eles são colocados entre a~ serpentina~ de esfriamento e de aquecimento, e de tal maneira a borrifar água em contracorrente com o ar; desse ~ado haverá melhor contato e, em conseqüência, melhor umidificação. A umidade dese- A_ Ar de retorno Ar de msufiamento 1--.=::: Controle de limite r lim;d@ r vontrolador mlnlmo de temperatura Serpentina de eslriamento ~}_~.. Serpentina de,-ilf--1 aquecimento ---. Ê1 ::-=-~~!!> õ --- Ace:.,;oc 1---lL o:~ cé;"-c-"_o -t"f=.-1",.g :-..:::- Ventilador L T~=~~~:o--: - _j_ l Válvula solenóide. ; ~ Termostato de de água / ~ para água tipo modulador Tubulação. c de água Va 1 vu 1 a automática de vapor Fig Controle do aquedmento e da umidade do ambiente.... ;.

256 CONTROLES AtrroMÁTCOS ~ ~ Ar de retomo [-- -" Ar exterior A i -... Serpentina de esfriamento ~ Controlador de! pressão estática Motor de registro tipo flutuante~ Fig Controle da pressão do ar. 4_==,] ~ :::::: :::::: Registro Ví Ventilador tipo veneziana ~ Ar nsuflado / jada é registrada no umidistato H e, caso o ar de retorno esteja com menor umidade, a válvula solenóide SW é aberta e a água, sob pressão, é espargida pelos borrifadores, aumentando a umidade do ar. Quando atingido o valor desejado, fecha-se a válvula solenóide, cessando a borrifação de água, e a umidade do ar permanece, por algum tempo, no limite desejado. Em algumas instalações pode haver necessidade do controle da pressão estática do ar. Na Fig vemos um arranjo em que um aparelho sensível à pressão estática do ar é colocado na descarga do ventilador e com comando sobre um motor elétrico que abre ou fecha um registro tipo veneziana. Assim, se regularmos o aparelho de modo a ser mantida determinada pressão estática e, por uma razão qualquer, a pressão estiyer abaixo do desejado, a veneziana é aberta, aumentando o fluxo de ar na descarga do ventilador. A vazão de ar também pode ser controlada. Na hora dos ajustes necessários a uma instalação, há possibilidade de se aumentar ou diminuir a vazão do ar variando-se a rotação do ventilador. Essa variação é facilmente obtida trocando-se a~ polias do motor ou do ventilador. Agora vamos ver como pode ser controlada a temperatura de um resfriador de água de um sistema a água gelada (Fig. 7.14). Como sabemos, nesse sistema a água gelada é produzida no refrigerador de água e impulsionada pela bomba de água gelada a todos os fan-coils espalhados no recinto a condicionar. A temperatura mais comum nesses sistemas é de 45 F (7,2 C) e é controlada por meio de um termostato Alimentação elétrica Chave de partida automá~ca do motor Motor Linha de Alimentação de água fria às serpentinas Bomba Válvula solenólde Válvula de expansão Controlador de temperatura Refrigerador de água tipo de Controlador de limite mín. de temperatura Q tipo de inserção Ó Fig Controle da temperatura de um resfriador de água..,.;_

257 , 248 CONTROLES AUTOMÁTCOS --- Fig Motor de controle de válvula de 3 vias. 7.4 Sistemas Pneumáticos Esses sistemas só se justificam em grandes instalações: o compressor de ar, além de ocupar um espaço apreciável na casa de máquinas, representa um investimento adicional que deve ser pesado antes de se optar por essa solução. Basicamente é constituído por um compressor de ar, acionado por motor elétrico, que comprime ar a baixa pressão (até 1 atmosfera), o qual é distribuído em um circuito primário e controlado por um circuito secundário~ Fig Duto Compressor de ar ~ ~ ~! PP"P" t j P P" P" E. Motor p t p Fig Esquema de controle pneumático. Peça controlada l --

258 ~ i 1 i l :1 ii CONTROLES AUTOMÁTCOS 249 Nesta figura vemos três controladores, CP C 2 e C 3, que recebem a pressão primária, P, do compressor e abai~ xam até as pressões P, P" e P". Se a pressão secundária for igual à pressão primária, o pistão, E, do motor pneumático permanece parado, ou seja, a peça controlada (válvula ou registro) não se desloca. Havendo um desequilíbrio de pressões, o pistão se desloca, abrindo ou fechando a peça a ser controlada. Os controles pneumáticos podem ser aplicados em dampers controladores das vazões de ar nos dutos, nas venezianas de controle de ar exterior, abrir ou fechar válvulas de três vias, válvulas de fluxo etc. A fim de evitar a corrosão e conseqüentes obstruções das tubulações, é mais confiável o emprego de tubos de cobre com solda capilar, o que também onera a instalação. Há válvulas de três vias operadas por sistemas pneumáticos, como se pode ver na Fig Esses sistemas de controle são mistos, como também se pode ver nessa figura, na qual um relé controla o sinal pneumático do compressor. Nesse sistema, quando se liga um ventilador, a bobina do relé é energizada e isso conecta as portas 1 e 3, passando o ar ao operador do damper. Se o ventilador for desligado, a porta de entrada 1 é fechada, ficando conectadas as portas 2 e 3, que passam para a atmosfera, através do exaustor, o ar acumulado no operador do damper, que retorna à posição inicial. A tendência da tecnologia modema é difundir o controle pneumático pela confiabilidade oferecida nas instalações de maior responsabilidade no controle. Nas Figs e 7.23 temos dois esquemas de controle pneumático da Johnson Service Company, onde podemos ver que se está generalizando esse tipo de controle desde as instalações mais simples às mais sofisticadas. Na Fig vemos três aplicações do controle pneumático, abastecidas por uma linha de suprimento de ar em 20 psi vinda de um compressor não representado na figura. Esse alimentador principal (S-20) normalmente é de cobre, e os alimentadores parciais são tubos de polietileno, flexíveis, de 1/4 de polegada. Na primeira aplicação, vemos a ligação de uma instalação simples onde um controlador T-4000, por efeito da temperatura do ambiente, abre ou fecha a válvula de três vias V3754 (normalmente aberta quando não há pressão de ar) e desse modo controla a temperatura e, de certa forma, a umidade. Na segunda aplicação há um termostato de ambiente que envia a informação da temperatura ao controlador T-9000, que manda a informação à válvula V3754, que controlará a vazão de água gelada no fan-coil. Na terceira aplicação, temos o controle da temperatura e da umidade por meio de duas válvulas de três vias que operam o suprimento de água gelada (V3754), normalmente aberta, e de água qpente (V3974), normalmente fechada. A informação dos ambientes é enviada, por meio do tennostato (T-5210) ou do umidistato (H-5210), aos controladores T Há ainda a participação de dois pressostatos P-O que irão operar as resistências de imersão para controle da umidade (aumento). Assim, se Chave de ligação do ventilador Sinal {k:--;j========t===,::(5 Relé controlador pneumático 2 3 L---Exaustor / Motor do ventilador Operador do damper ~ Damper Fig Ligações típicos de controle misto pneumótico e elétrico. ~..

259 ~ 250 CONTROLES AUTOMÁTCOS Tubo de polietileno s o NA V NA 3a15psl V3754 Fig Esquema de controle pneumático de ar condicionado. Transdutor de umidade- Atuador Transdutor d temperatura Miníma saída Válvula NF ~T.;:. O.A.R.A Válvula de controle de ar (NA) Conlrole do receptor Fig Esquema de controle pneumático de um sistema sofisticado (Johnson Servlce Company).

260 CONTROLES AUTOMÁTCOS 251 apenas desejamos abaixar a temperatura do ambiente, um sinal de baixa pressão de 4 a 8 psi abrirá a válvula de água gelada, permanecendo fechada a válvula de água quente. Se houver necessidade de umidificar o ambiente, um sinal de maior pressão abrirá a válvula de água quente e fechará a de água gelada. Se houver necessidade de maior umidificação, serão acionados, por degraus, os pressostatos P-10, que ligarão as resistências elétricas de umidificação do ar. Na Fig é apresentado, a título de informação, um sistema bem sofisticado, operado por um centro lógico de entalpia, onde são controladas as misturas do ar de retomo e exterior, de acordo com as temperaturas e umidades, e também as vazões e condições do ar a ser insuflado no ambiente. O centro lógico de entalpia N-9000 executa todas as operações de controle, recebendo o suprimento de ar S- 20 e as informações dos termostatos e umidistatos e, após uma operação lógica, envia os dados às válvulas que irão abrir ou fechar os controles de temperatura, umidade e vazão de ar. 7.5 Sistemas Autônomos São sistemas que não necessitam de energia externa para desempenhar a função controladora. Utilizam a dilatação de um"líquido volátil para abrir ou fechar uma válvula que comanda o fluxo de um fluido qualquer. Como exemplo de um sistema autônomo, temos a válvula de expansão termostática, utilizada em todos os equipamentos frigorígenos. Na Fig. 1.9 (Cap. 1) vimos onde se situa uma válvula de expansão termostática no ciclo típico de refrigeração. Essa válvula controla a vazão do fluido frigorígeno no evaporador em função da carga térmica que lhe é transmitida pelo fluxo de ar, no caso dos sistemas de expansão direta, ou pela água fria, no caso dos sistemas de expansão indireta. O controle exercido pela válvula de expansão termostática é o do chamado tipo feedback (retroalimentação), ou seja, um bulbo térmico é colocado após o evaporador, a entrada de fluido sendo controlada antes da válvula de expansão. Na Fig vemos um tipo de válvula de expansão em que a dilatação do fluido no bulbo térmico, por ação do calor absorvido pelo fréon, se transmite pelo tuoo capilar agindo no diafragma, que provoca maior ou menor abertura controlando a entrada de líquido no evaporador. Essa válvula é dita tennostática porque procura manter a mesma temperatura na serpentina do evaporador. Nas pequenas unidades frigorígenas, a válvula de expansão é substituída por t.im tubo capilar que exerce a mesma função de provocar a expansão do líquido refrigerante. Seção reta da válvula Posição fechada da operação Posição normal de operação Fig Esquema de funcionamento de uma válvula de expansão termostática.

261 li,,, 252 CONTROLES AUTOMÁTCOS --" Funcionamento de uma válvula de expansão termostática (VET) Basicamente, o funcionamento de uma VET é detenninado por três pressões: P 1, pressão do bulbo- atua em um dos lados do diafragma: tende a abrir a válvula; P 2, pressão do evaporador- atua no lado oposto do diafragma: tende a fechar a válvula; P 3, pressão da mola- atua no pino que, juntamente com a pressão do evaporador, irá fechar a válvula. Assim, na posição de equilíbrio, temos: Pr = P2 +PJ Na Fig vemos um diagrama em que estão mostradas as pressões em jogo no sistema e um gráfico apresentando as temperaturas e pressões de abertura e de fechamento (baseado em dados da Sporlan Valve Company- St. Louis, Mo). Quando o mesmo refrigerante é usado no sistema de refrigeração e no bulbo da VET, as pressões resultantes das variações das temperaturas são idênticas. Há casos em que o refrigerante da VET é de tipo diverso do sistema de refrigeração; assim as temperaturas de evaporação são diferentes. Na Tabela 7 ~1 temos as quedas de pressão máximas em função da temperatura de evaporação para diversos refrigerantes. Se a queda de pressão for superior a esses valores, deverá ser usado um equalizador externo, ou seja, uma tubulação adicional entre o bulbo e o diafragma da VET (Fig. 7.27). Após a evaporação do líquido refrigerante no evaporador em decorrência da carga térmica do ar (expansão direta) ou da água (expansão indireta), a sua temperatura crescerá. No entanto, a pressão do evaporador, desprezando-se a queda devida às perdas, permanece constante. Esse vapor quente fluindo através da linha de sucção faz crescer a temperatura do bulbo. Como o bulbo contém vapor e líquido refrigerante, sua temperatura e sua pressão aumentam. Essa pressão mais elevada atuando no diafragma é maior do que a pressão que lhe opõem o evaporador e a mola, o que causa um movimento do pino para fora do seu berço. A válvula então se abre até que a pressão da mola, combinada com a do evaporador, é suficiente para equilibrar a pressão do bulbo. As curvas da força de abertura resultantes da pressão do bulbo e a da pressão do evaporador então coincidem. Quando a pressão da mola é adicionada, resulta a força de fechamento, como é mostrado na Fig (linha interrompida). Temperatura Fig Diagrama de uma válvula de expansao termostática.

262 CONTROLES AUTOMÁTCOS = Tabeffl 7.1 Queda de Pressão Máxima entre o Bulbo e a Válvula de Expansão Temp. de Evaporação F Refrigerante o Queda de Pressão em psi ,5 0,75 0, ,5 1,0 0, ,5 1 0,75 0, ,5 1,75 1,25 1, ,0 0,75 (amônia) Se a VET não.-é alimentada por quantidade suficiente de refrigerante, a pressão do evaporador cai, ao mesmo tempo em que a temperatura do bulbo é aumentada pelo vapor quente oriundo do evaporador, e assim a válvula abre-se admitindo maior quantidade de refrigerante até que as três pressões estejam novamente em equilíbrio. nversamente, se a válvula admite muito refrigerante, a temperatura do bulbo decai, ao mesmo tempo em que a pressão do evaporador aumenta, e desse modo a mola tende a fechar a válvula até que as três pressões estejam novamente em equilíbrio. Assim, pode-se concluir que a válvula de expansão termostática manterá as mesmas condições de temperatura no evaporador, independentemente das flutuações da carga térmica Escolha de uma válvula de expansão termostática Na Fig vemos um diagrama onde são mostradas as pressões e temperaturas para uma VET. Um barômetro em escala de psi e um termômetro em escala Fahrenheit são colocados na entrada e na saída do evaporador. A pressão P 1 = 34 psi é a pressão do bulbo, resultante da temperatura de 37 F na saída do evaporador (pressão de abertura). A pressão P 2 = 27 psi é a pressão do evaporador que, somada à pressão P 3 = 7 psi da mola, é neoessária para fechar a válvula. O grau de superaquecimento do bulbo é medido pela sua tem- 34 psi Pressão do bulbo Pressão de saída do evaporador / / 27 psi Pressão de fechamento = 34 psi Temp. do bulbo equivalente a 34 psi 37 F Temp. de saruração equivalente à pressão de saída 2S"f Superaquecimento 9 f Fig Temperaturas e pressões em uma VET.

263 254 CONTROLES AUTOMÁTCOS Fig Ligações de uma VET com equalizador. peratura (37 F) menos a temperatura de saturação do evaporador, correspondente à pressão de 27 psi, ou seja, 28 F. Assim temos: Superaquecimento = = gop Os seguintes itens devem ser observados na seleção de uma VET, segundo indicação da Sporlan:. Determinação da queda de pressão através da válvula: (a) subtrair a pressão de evaporação da pressão do condensador; (h) subtrair, do valor do item a, todas as outras perdas de pressão, para obter a queda de pressão total. Outras perdas de pressão possíveis são as seguintes: perdas por atrito através das linhas de refrigerante, incluindo evaporador e condensador; perdas de pressão através de válvulas solenóides, válvulas manuais, secadores etc.; perdas de: pressão estática da linha de líquido e do distribuidor, conforme a indicação da Tabela 7.2. Tabekl 7.2 Perda de Pressão Estática da linha de liquido e do Distribuidor Distância Vertical- Pés Perda de Pressão do -Refrigerante Distribuidor em psi Perdas de Pressão Estática em psi soo (amónia) Selecionar a válvula de acordo com a capacidade em toneladas de refrigeração, a partir dos catálogos dos fabricantes. 3. Considerar a temperatura do líquido entrando na VET; se for diferente de 100 F (38 C), aplicar fatores de correção. 4. Decidir se será usado o equalizador externo. 5. Escolher o tipo do corpo da válvula, as conexões, bem como o refrigerante a ser usado. Assim, pode-se ver que a especificação correta de uma válvula de expansão termostática, para atender a determinado evaporador, deve ser cuidadosamente estudada à luz dos dados dos fabricantes, a fim de que a dosagem correta de refrigerante seja introduzida sem afogamento nem deficiência, o que poderia trazer problemas ao compressor.

264 8.1 Esquema Hidráulico de um Sistema de Expansão Direta Como coroamento de nosso curso, estudaremos algumas instalações típicas comumente encontradas no condicionamento de ar e que servirão de orientação para projetos semelhantes. No capítulo referente a torres de arrefecimento, aprendemos a especificar as torres e a dimensionar as tubulações de água de condensação. Na Fig. 8.1 vemos o esquema hidráulico isométrico de uma instalação de 200 TR. onde as torres c as bombas de circulação da água de condensação (BAC) estão localizadas no pavimento superior do prédio. o que é uma solução muito usual. O cálculo da carga térmica nos conduziu à especificação de lo unidades compactas de 20 TR cada uma, dispostas em três casas de máquinas. A vazão de água a circular pelos condensadores das unidades deve obedecer aos dados do fabricante e, na ausência deles. podem se utilizar os dados do tem 6.2.6, ou seja, 11,4 a 22,8 litros por minuto e por tonelada. No exemplo da Fig. X.], o cálculo foi baseado no seguinte: nas casas de máquinas com três unidades tomando 16 litros por minuto c por tonelada, chega-se a 57,6 m 3 /h, ou seja, pela Tabela 6.1, o diâmetro recomendado pela NBR-640 é de 4 polegadas (1 00 mm). Nas casas de máquinas de 4 unidades, e tomando-se o mesmo dado, chega-se à vazão de m 1 /h e ao diâmetro recomendado de 5 polegadas (125 mm). Para o retorno total, teremo:-. uma vazão de 192 m% e o diâmetro recomendado de 6 polegadas (150 mm). Por questões locais dessa instalação, a tubulação de recalque foi subdividida em duas seções de 5 polegadas ( 125 mm), sendo uma di reta para a casa de máquinas de 4 unidades e outra para as demais casas de máquinas. Para o cálculo da potência das bombas da água de circulação do condensador, utilizou-se a fórmula do tem c os seguintes paràmetros: Q = 192m 3 /h; Hm=7m; } = 40%. sso conduziu a duas bombas de JS HP, mais uma de reserva. Os principai~ registnjs e conexões estão indicados na Fig. 8.1, e toda a instalação deve ter tubulações de aço galvamzado Schedulle 40 como garantia de segurança e durabilidade. As conexões (joelhm., tês. curvas, luvas etc.) até o diâmetro de 4 polegadas (100 mm) podem ser encontradas nos catálogos dos fabricantes (Tupy, Ferro Brasileiro etc.), porém, a partir daí, as ligações entre as tubulações deverão ser soldadas por meio de solda elétrica ou equivalente. Podem-se usar também tubulações flangeadas, cuja conexão{: feita entre os flanges dos tubos por meio de parafusos e porcas. O custo da instalação hidráulica é bastante ponderável, podendo atingir 15% ou mais do total do investimento. O projctista do ar condicionado na casa de máquinas não deve se esquecer de determinar o ponto de força em HP ou kw c o dreno por meio de um ralo para onde deve ser lançada a água de condensação das unidades. Como já vimos no tem 6.2.2, as temperaturas em jogo nas tubulações de água de circulação através dos condensadores das unidades compactas são de aproximadamente 34 oc na entrada da torre e de 29 C na saída, não havendo necessidade de isolamento térmico, pois essas temperaturas estão próximas daquela do ar circulante. Na Fig. i-\.2 vemos o esquema um filar de uma mstalação com unidades compactas em diversos pavimentos do prédio. O esquema unifilar é uma maneira de se visualizar uma instalação antes de se fazer o esquema isométrico, que dá urna visão espacial ~L rede hidráulica. Na fase de anteprojeto é muito útil a representação de instalação em esquema unifilar, para se ter uma idéia do conjunto do.~ equipamentos a serem especificados.

265 256 [NSTALAÇÕES TP!CAS VEM DA CAXA GERAL jil5"!64"... J... ~6"- ---,_ - / BOMBAS DE 15 HP (cada),... _.. -- (1 reserva)... "" _., \ _!,!_TORRES DE RESFRAMENTO DE ÁGUA- 100 TR (cada) 3 x 20 TR UND. CDLDEX ~ \, - - r6 3" "!6 4" ~OTR UNO. COLOEX _2x_20TR+1X20TR UND. COLDEX LEGENDA MANGOTE C><] REG. GAVETA [:::«::j REG. GLOBO S: VÁLV. RETENÇÃO RECALQUE RETORNO Fig. 8.1 Esquema hidráulico isométrico de um sistema de expansão direta com unidades compactas.

266 NSTALAÇÕES T!PJCAS 257 CAXA- D ÁGUA TORRE DE ARREFECMENTO BOMBA DE ÁGUA DE CONDENSAÇÃO (BAC) BY-PASS UNDADE COMPACTA 7 Fig. 8.2 Sistema de expansão direta, condensação a água, unidades compactas (se/f-contained). 8.2 Esquema Hidráulico d<; um Sistema de Expansão ndireta de Agua Gelada O sistema de água gelada (chilled) está muito difundido, pela facilidade da distribuição da água gelada ao longo do prédio, ficando as máquinas resfriadoras centralizadas. Nos locais a serem condicionados temos os fan-coils, que podem ficar localizados em qualquer ponto, podendo ser individuais ou para atender a uma zona. Na Fig. 8.3 vemos o esquema unifilar de uma instalação de água gelada onde a casa de máquinas dos resfriadores fica no subsolo e a torre de arrefecimento, na cobertura do prédio. Osjan-coils se localizam nos ambientes a serem condicionados, e a graduação da temperatura é feita por termostato de ambiente do tipo modulador, que abre ou fecha a válvula de três vias de acordo com a variação da carga ténnica (veja tem 7.3.7). As tubulações de água gelada deverão ser isoladas com lã de vidro ou outro isolante que satisfaça às normas técnicas,

267 258 NSTALAÇÕES TPCAS TORRE DE ARREFECMENTO """717Cllf<-----; CAXA DE fi EXPANSÃO : 1 BOMBA DE ÁGUA DE CONDENSAÇÃO (BAC} Fig. 8.3 Esquema hidráulico de um sistema de expansão indireta de água gelada. pois as temperaturas são muito baixas {7 C na alimentação e l2 C no retomo). Essas tubulações não deverão ser embutidas, sendo desenvolvidas em poços de elevação (shafts) ou pelos tetas falsos. Nas Figs. 8.4 e 8.5 vemos a disposição dos equipamentos de uma instalação central de água gelada com duas unidades resfriadoras de 120 TR cada uma com os seguintes dados fornecidos pelo fabricante (Starco): modelo: 30 HR- 120; capacidade: 120 TR; temperatura de entrada de água gelada: 55 F (12,7 C); temperatura de saída de AG: 45 F (7,2 C); vazão de AG: 70m 3 /h, ou seja, 2,6 GPM!TR; - temperatura de entrada de AC: 85 F (29,4 C); temperatura de saída de AC: 95 F (35 C); - vazão de AC: 85m 3 /h, ou seja, 3,1 GPM!fR; peso aproximado: kg. O diâmetro das tubulações é baseado na nonna NBR-6401 da ABNT (Tabela 6.1).

268 ~ 8 - ~Vs ~!/ ;~c ~ ~, -~- ~ --~~~-01 - ~ -~i ~ 6"RAG li p !.: c-1 RES"x4" r--"" : ~ 6" AAC 6" RAG /. / r - -~ ~---;~~~!~:r-----:fããg -----:rn ~,/ ~ ""... c_ QE ~ --, iir::--- -~--~--~ t~ ~~-~------~-~~; ~~;r;;;;;;;;;;;;;;;:;,n ~ 1 f -~ ~,!.~ D ~ ::::::::::: ~ t _fl" Fig. 8.4lnstalação central de água gelada (planta da casa de máquinas). l" AAC RAG... \ l" RAC... \ ~ NOTAS: AAG Alimentação de água gelada RAG Retorno de água gelada AAC Alimentação de água de condensação RAC Retorno de água de condensação BAC Bomba para o sistema de condensação BAG Bomba para o sistema de água gelada CH Conjunto de resfriadores P Manômetro T T ermômetro FS Flow switch FM Flow meter RC Redução concêntrica RE Redução excêntrica FY Filtro de linha AV Amortecedor de vibração EL Elevação (nível) H Altura OE Quadro elétrico ~ ~

269 260 NSTALAÇÕES TPCAS L_7 CORTEM T CORTE BEl RE5"x4" CORTE CC Fig. 8.5 nstalação central de água gelada (cortes).,..,.

270 NSTALAÇÕES TÍPCAS 261 As bombas de água gelada (BAG) têm as seguintes características básicas: Q =70m 3 /h Hm = 25m c a Usando a fórmula do tem 6.2.7, temos, para o motor: P= SHP- 220V- 3F- 60Hz As bombas de circulação do condensado (BAC) têm as seguintes características: Vazão = 85 m 3 /h Hm = 30m c a Usando a mesma fórmula, chega-se ao mesmo motor da BAG, ou seja: P = SHP- 220V- 3F- 60Hz Para a perfeit~ compreensão do projeto, bem como da posição exata dos equipamentos e tubulações, o projetista devé efetuar cortes longitudinais e transversais na casa de máquinas, conforme se pode ver nas Figs. 8.4 e 8.5. O depósito de água gelada (chiller CH-01) fica localizado na parte superior das máquinas, onde chegam as tubulações BAG de 5 polegadas- vindas dosjan-coils impulsionados pelas bombas BAG de circulação de água gelada- e saem as tubulações AAG de 6 polegadas para alimentação dosfan-coils. Os condensadores ficam localizados na parte inferior da máquina, ou seja, recebem duas tubulações de 3 polegadas de alimentação do condensado AAC, as quais se juntam em uma de 5 polegadas para cada máquina e retomam em uma única tubulação de 6 polegadas às torres de arrefecimento. Nota-se também na Fig. 8.4 o quadro elétricó, QE, onde ficam localizadas todas as chaves gerais e parciais, bem como todos os circuitos de controle e de força. Esse quadro deve ser detalhado pelo projetista, conforme foi visto no tem Normalmente, o circuito de controle tem seus equipamentos projetados para uma tensão de 220 ou 11 O V; caso a tensão de entrada seja de 380 ou 440 V, deve-se especificar um transformador abaixador de tensão. 8.3 Projeto de uma nstalação de Expansão Direta e Condensação a Ar Vejamos como seria projetada uma instalação de ar condicionado para conforto, de acordo com o que foi desenvolvido nos capítulos anteriores (veja Fig. 8.6). Trata-se de projetar o ar condicionado de um restaurante com dois salões, sendo um para diretoria e visitantes e outro para funcionários. Um projeto completo de ar condicionado compreende as seguintes etapas: Estudo preliminar No estudo preliminar, o projetista deve dispor das plantas de arquitetura do prédio e, se possível, das plantas de fôrma, para saber a localização das vigas e pilares. Deve saber as condições a serem estabelecidas no recinto: temperatura de bulbo seco, umidade relativa do ar, movimentação do ar, grau de pureza, nível de ruído e percentagem de renovação. Depois de conhecidos esses parâmetros, ele estará em condições de calcular a carga térmica e, para tal, precisa das seguintes informações: condições do ar exterior (temperatura de bulbo seco e bulbo úmido); natureza da construção das paredes, pisos e tetas; tipos das janelas e sua proteção; temperatura dos recintos contíguos; orientação das dependências em relação ao Sol; possibilidade de infiltração do ar exterior pelas portas e janelas; número de pessoas no recinto; carga elétrica total no recinto; outras fontes de calor etc.

271 262 lnst ALAÇÕES TPTCAS -~ Elaboração do anteprojeto Nessa fase deve ser feita a escolha do sistema de condicionamento de ar, ventilação ou exaustão, depois de uma comparação técnica e econômica com os demais sistemas. Em seguida é feito o cálculo da carga térmica que nos conduz à potência frigorígena dos equipamentos, à potência elétrica de acionamento e às vazões de ar. Devem ser feitos desenhos preliminares de caminhamento das redes de dutos (unifilar), com dimensões das redes hidráulicas (condensação e água gelada), dos arranjos preliminares das unidades condicionadoras, ventiladoras e exaustoras e central de água gelada. No exemplo em foco, a carga térmica já foi calculada na Seção 3.16 e tomaremos este mesmo exemplo como base para o projeto global: carga térmica total: kcal/h. Como os equipamentos de ar condicionado são especificados em toneladas de refrigeração, temos carga tér nuca total: 3 _ ""14,4 TR. 024 Devido a imposições locais, o projetista optou por duas unidades compactas de 7,5 TR cada uma, condensadas a ar, sendo im.prescindível uma boa tomada de ar exterior, para condensação, e dutos de ar, para descarga do ar quente Projeto definitivo Depois de aprovado o anteprojeto, o projetista está em condições de executar o projeto definitivo, onde são detalhados os pormenores para a execução pela firma instaladora. Nessa fase deve ser elaborada a memória de cálculo, compreendendo; dimensionamento das redes de dutos, dimensionamento das redes hidráulicas (de água gelada e de água de condensação), especificações dos equipamentos e materiais e normas de serviço, Em seguida devem ser apresentados os desenhos definitivos da rede de dutos nas escalas de 1 :50 ou ~: 100, com cortes e dimensionamentos dos dutos e difusores, do layout das casas de máquinas com plantas, vistas e cortes e vistas isométricas das tubulações hidráulicas de água gelada e de condensação. Na Fig. 8.6 vembs que, neste exemplo, as dimensões da casa de máquinas devem ser compatíveis com as dimensões das máquinas, com um espaço livre para manutenção em tomo dos condicionadores e tomada de ar exterior para ventililção. Para a circulação e retomo do ar, o projetista deve dispor os aerofuses de forma simétrica com as luminárias, para isso devendo entrar em contato com o projetista das instalações elétricas. Deve ser pensado como será o retorno do ar às máquinas; nesse caso, o retomo será em plenwn pelo teto rebaixado. O ar de retorno deve chegar à parte frontal das máquinas e o insuflamento é feito pela parte superior (veja corte CC da Fig. 8.6). Os dutos serão dimensionados levando-se em conta as velocidades recomendadas pela NBR-6401 para sistemas de baixa pressão (veja Seção 4.1 ); foi usado o método de igual perda. Os aerofuses serão dimensionados levando-se em conta a vazão total de ar a ser insuflado e o número de bocas de insuflamento (veja tem 4.2.2). Os desenhos da casa de máquinas em plantas e cortes são feitos a partir dos dados de fabricantes dos condicionadores: dimensões, vazão de ar de insufl.amento, vazão de ar para condensação, carga elétrica em kw ou ampêres, tensão elétrica de serviço, ponto de dreno etc. O controle das condições de conforto deve ser proporcionado por termostatos e umidistatos de ambiente ou do ar de retorno, que atuarão diretamente no circuito de controle dos condicionadores-do tipo compacto (veja tem 7.3.2). Nota-se que em toda a instalação a altura adotada dos dutos foi de 35 cm, o que facilita a montagem. Como exemplo, apresentamos em seguida o memorial descritivo e as especificações que o projetista apresenta ao cliente, dando todas as justificativas da solução adotada, os detalhes dos equipamentos e materiais e as

272 -~-~ NSTALAÇÕES T!PJCAS 263 A c PF 220V 60H2 3F 102A SEPTOATÉAlAJE ABERTURA NO FORNO DE 35 cm PARA RETORNO ~ -;,.c E ~~ F*t.~"ARA TOMADA DE AR EXTEROR ----~DESCARGA DO AR - (PREVER TELA) Fig. 8.6 Projeto de instoloçõo de ar condicionado de um restaurante (planta).

273 264 lnst ALAÇÓES T!PJCAS 23x20 /)~ FORRO ~ /)~ RESTAURANTE CORTEAA T CANTONERA ~~FifiTl""iiJi 2 ~ 8 Cll~X~,r t~3"!jl" 7 ~o=j?;:.:==descarga DO AR LONA ~ ~Ox35 ~ mm x70 (prever tela) 14"x20" CORTE CC CORTE EE Fig. 8.6a Projeto de instalação de ar condicionado de um restaurante (cortes).

274 ~ BOCA 1 ;o. 80CA2 MCM = m tmm FM = 0,0283 MCM PM = mlmm JCA 3 ;o. A 20x23 B BOCA4 i c 20x23 D 20x47 G,, JCAS BOCA6 ;o. i NSUFLAMENTO: BOCAl o 18,84 MCM o BOCA2 18,84 MCM BOCA3 o 18,84 MCM 20x.47 o 80CA4 18,84 MCM o BOCAS 18,84 MCM BOCA6 o 18,84 MCM BOCA 7 o 28,27 MCM BOCAS o 28,27 MCM 30x63 E 20x23 F 20x47 H ÁREA (m) o 30x94 VAZÃO (MCM) VELOCDADE (MPM) DMENSÕES= ÁREA (m) x (cm x c~ ~Ox35 BOCA 7 J K x70 J 20x35 BOCAS Fig. 8.6& Cólculo dos dutos. 40x42 L L 40x42 >< >< VENTLADOR 1 VENTLADOR 2! o " ~ 81

275 Vazão Velocidade Acumulada em m Área Área em Dimensões Trecho Boca Vazão MCM- MCM MPM emm 2 cm cm X cm A-8 18,84 18, , X 23 C-D 3 18,84 18, , X 23 E-F 5 18,84 18, , X 23 B-G ,84 37, , X 47 D-G ,84 37, , X 47 F-H , = 37, , X 47 G-H , , X 63 H , , X 94 1-J ,27 141, , X 58 J-K ,27 169, , X 70 K-L VENTLADOR 84,8 169, , X 42 K-L VENTLADOR 2 84,8 169, , X 42 ~ ~ RETORNO 1 ~!69, , , X 280 RETORN02 ~ 169, , , X ,27 28, , X 35 1-J 8 28,27 28, , X Fig. 8.6c Plonilho de Cálculo. L

276 instalações TfPCAS 267 normas de serviço. O memorial descritivo, as especificações e os desenhos definitivos são elementos imprescindíveis para a concorrência ou tomada de preços para a execução da obra. Caberá também ao projetista, caso seja acertado com o contratante do projeto, o orçamento da obra, que poderá servir de orientação do contratante na concorrência ou tomada de preços. Em alguns casos, poderá ser solicitada ao projetista a listagem dos materiais, na hipótese de o contratante desejar contratar apenas a mão-de-obra especializada, ficando a seu cargo a aquisição dos materiais Memorial descritivo e especificações do ar condicionado central do restaurante da Fábrica Saturno (é o mesmo projeto desenvolvido para o cálculo da carga térmica- Seção 3.16) 1.0 ntrodução Este memorial descritivo refere-se às condições de cálculo utilizadas no desenvolvimento do projeto e às especificações técnicas dos materiais a serem instalados. O projeto de ar COndicionado é constituído pela presente especificação e planta n.o AC Objetivo A instalação visa manter nos ambientes condicionados as condições de temperatura, umidade relativa, renovação, purificação do ar, de acordo com as normas de conforto constantes da NBR Ambientes a serem beneficiados: restaurante de funcionários; restaurante da diretoria e visitantes. 3.0 Premissas de cálculo Condições extem!\s: 16 h. temperatura de buibo seco: 35 C; temperatura d~ buíbo úmido: 25,6 C. Condições internas: - temperatura de buíbo seco: 25,6 C; umidade relativa: 55%. Fontes de calor: iluminação: 30 W/m 2 ; pessoas: 48. Taxa de renovação do ar: 1,0 Ren/h. 4.0 Carga ténnica A potência frigorígena dos ambientes calculada foi de kcal/h. 5.0 Proteção contra insolação e infiltração Todas as aberturas que dão para os ambientes não-condicionados, tais como portas,janelas etc., devem ser mantidas fechadas e protegidas contra incidência solar direta, com persianas internas de cor clara. 6.0 Descrição geral da instalação O sistema de condicionamento de ar previsto para os ambientes acima relacionados será do tipo expansão di reta. Foi adotada a utilização de unidades condicionadoras do tipo self-contained, com condensadores arrefecidos a ar, por ser a opção mais viável técnica e economicamente.

277 268 lnstalações,_t~ ~>C~~--- O sistema será constituído de 2 (duas) unidades tipo Coldex-Trane modelo 7,5 T-V, ou similar, que atenderão aos dois restaurantes simultaneamente. Haverá uma casa de máquinas única para as duas unidades, que insuflarão o ar através de redes de dutos instaladas por cima do teta falso de gesso. O insutlamento será através de aerofuses do tipo nmer, ou similar, e o retomo será feito através de abertura no forro que atuará como plenum. A admissão do ar de retomo à casa de máquinas será através de uma abertura de 1,30 X 0,50 m feita na parede de alvenaria e por meio de dois registras reguláveis com capacidade para 70% da vazão total, de modo a permitir uma flexibilidade maior quando da regulagem do sistema. O ar de renovação será admitido através de grade de ar exterior de 20" X 14". Os termostatos de controle serão instalados no ambiente, tanto no restaurante de funcionários quanto no da diretoria, tendo em vista obter um controle mais efetivo da temperatura. 7.O Descrição dos equipamentos 7. Unidades Condicionadoras Tipo self-cmítained de 7,5 TR cada, de fabricação tipo Coldex-Trane, Starco, ou similar, fácil manejo, funcionamento automático, construídas em obediência a modernas normas técnicas. Os gabinetes são solidamente construídos de perfis metálicos, chapeamento de aço tratado contra corrosão, revestidos internamente por filtros especiais que garantem o perfeito isolamento térmico. Cada unidade contém os seguintes equipamentos essenciais: Compressores semi-hennéticos, de cilindros recíprocos de simples efeito, operando sobre refrigerante fréon, acionados por motores elétricos de 220 volts, 60 ciclos, de potência adequada, completos, com todos os dispositivos de proteção. Condensadores a ar, tipo ventilação forçada, com ventiladores centrífugos, acionados por motor elétrico de 220 volts, 60 cicios, e serpentina de tubos de cobre sem costura, com aletas de cobre e alurrúnio. E vaporadores para expansão direta, constituídos por serpentina com fileiras de tubo de cobre aletadas, distribuidor, armaçãn e demais acessórios necessários. Válvulas de ex.pansão termostática para provocar a expansão adiabática do líquido refrigerante, pela introdução, no circuilo frigorígeno, de uma restrição variável de forma a garantir na sucção dos compressores um superaquecimento prefixado dos evaporadores, motivada pelas oscilações da carga térmica. Filtros de ar de fabricação Starco, ou similar, totalmente em alumínio em placas corrugadas banhadas em óleo viscoso, laváveis e permanentes. Rede.frigorígena de interligação entre as unidades compressoras e os evaporadores, de cobre, isolada onde necessário e fornecida completa com filtros de líquido, registras, conexões e todos os acessórios necessários. Ventiladores centrifugos, estática e dinamicamente balanceados, acionados por meio de polias e correias, por motores elétricos trifásicos, 220 volts, 60 ciclos. Painel elétrico construído em chapa e contendo todas as chaves e dispositivos elétricos de proteção e comando dos motores da unidade, bem como o ponto que deverá receber alimentação de força da rede de abastecimento. Carga de refrigerante a óleo incongelável para perfeito funcionamento da unidade. 7.2 Rede de Dutos Em chapa de aço galvanizada, completa, com veios, dampers, splitters, chumbadores, braçadeiras, chavetas e demais acessórios necessários para sua instalação, bem como material para isolamento térmico onde for necessário. Executada de acordo com as normas da ABNT, NBR-6401, e ASHRAE. Serão isoladas internamente com BDM de 1/4" de espessura, ou outro material isolante acústico similar, em toda a sua extensão.

278 NSTALAÇÕES TíPCAS = Aerofuses de nsuflação Serão de fabricação Starco, ou similar, nas dimensões mostradas nos desenhos, de modo a assegurar a perfeita distribuição do ar e em níveis de ruído compatíveis com o que prescreve a NBR-6401 da ABNT. 7.4 Ligações Elétricas Entre os pontos de força deixados na casa de máquinas pela obra, até os respectivos condicionadores e controles, compreendendo o fornecimento dos eletrodutos e a fiação necessária. 8.0 Serviços a serem prestados pela instaladora de ar condicionado - Mão-de-obra especializada para instalação e regulagem de todos os equipamentos fornecidos. Serviços de engenharia e direção técnica para assegurar a alta qualidade e perfeita execução dos serviços previstos no projeto, instalação e regulagem do sistema. 9.0 Garantia A instalação deve ser garantida contra defeitos de fabricação e funcionamento, dentro das condições expressas no Certificailo de Garantia a ser entregue por ocasião dos serviços de instalação. A validade deve ser de 12 meses após sua entrada em funcionamento ou 18 meses após o ténnino dos serviços de instalação. Se, por razões alheias à vontade da contratada, a instalação não puder ser posta em funcionamento, prevalece o prazo que vencer primeiro Serviços e encargos por conta da contratante Os referentes a eletricidade, força, conduítes, condutores e enfiação até a casa de máquinas. Os referentes à hidráulica, para drenagem com os acessórios. Os referentes a construção civil, base, sala de máquinas, aberturas e fechamento de rasgos e buracos. Os referentes a pintura e revestimentos. Os referentes a teto rebaixado em gesso ou outro material. Força, luz, andil.imes durante a instalação, transporte interno na obra, local fechado para guarda de ferramentas e materiais; Seguro dos equipamentos entregues na obra. Os encargos adicionais se, por ordem de obra, os serviços não puderem ser executados em horas normais de expediente. Local e data Assinatura do projetista MÉTODOSDESELEÇÃO 8.4 Seleção de uma Unidade Resfriadora de Líquido (com Detalhes de Montagem) Seleção A capacidade de um resfriador de líquido, modelo CGWA, envolve os seguintes fatores de projeto: 1. Temperatura de água de saída do evaporador. 2. Vazão de água a resfriar.

279 270.NSTALAÇÕES TPCAS Temperatura da água de saída do condensador. 4. Vazão da água de condensação. A capacidade térmica de resfriamento é calculada pela seguinte fórmula, baseada nas condições de água gelada no evapora dor. Capacidade (kcallh) = X Vazão (m 3 /h) X t::.t águagelada(c) Vazão (gpm) X!:J.t água gelada CF) Capacidade (TR) = ---"---c--=-=----~ 24 Uma vez estabelecida a vazão do projeto, ela deverá ser mantida no resfriador sempre que o compressorestiver em funcionamento. Caso contrário, a conseqüência poderá ser um congelamento parcial da água nos tubos e portanto um mau funcionamento da unidade. Outros fatores que devem ser levados em conta para realizar a seleção: fator de incrustação, quedas de pressão máximas permitidas no evaporador e condensador, potência elétrica disponível e limitações relacionadas com a aplicação. As tabelas de capacidade foram preparadas para abranger as temperaturas mais freqüentes de saída de água do evaporador e condensador. Desde que as instalações de conforto e de processos têm características similares, os pontos de operação freqüentemente caem dentro dos pontos tabelados. Nesse caso, usa-se diretamente a interpolação para determinar a capacidade. Os dados para água de condensação foram baseados num 6.Tde 5,5 C (l0 F) e um sob-resfriamento de 8,8 C (WF). Aplicação Nas instalações de conforto, os circuitos de água gelada são normalmente do tipo fechado e as temperaturas de entrada e saída.de água se encontram dentro dos limites fixados. Para utilizar essas unidades em processos industriais devem.ser considerados os seguintes pontos: 1. O circuito de água gelada deve ser um sistema do tipo fechado. Esse equipamento não deverá ser usado em sistemas de circuito aberto sem as devidas precauções de filtragem e tratamento da água, serviços efetuados por empresas e~pecializadas no ramo. 2. As temperaturas de entrada e saída de água deverão ser verificadas para confirmar que não estão sendo ultrapassados os limhes de operação recomendados para o compressor e para os demais componentes do sistema. Exemplo de Seleção Escolha-se um resfriador de líquido resfriado a água CGW A dentro das seguintes condições: Vazão de água no evaporador = 30,4 m 3 /h; Temperatura da água na entrada do evaporador = 12,5 C; Temperatura da água na saída do evaporador = 7 C; Temperatura da água na saída do condensador = 36 C; Fator de incrustação para o evaporador e o condensador= 0,0001 m 2 C h/kcal. Solução Capacidade: X 30,4 X 5,5 = kcal/h. Como nessa seleção a diferença de temperatura através do resfriador é de 5,5 C, a tabela pode ser usada diretamente. Na tabela de capacidades, observa-se que a referida seleção cai dentro da faixa de um CGW A 060 N. Entrando-se na coluna temperatura de saída de água gelada (JOC) e temperatura de saída da água de con~ densação (36 C), teremos kcal/h. Nesse ponto de operação, o consumo é de 49,8 kw, a vazão no evaporador é de 30,8 m 3 /h e a no condensador é de 37,0 m 3 /h.

280 NSTALAÇÕES TíPCAS 271 A queda de pressão no evaporador e no condensador é obtida nos gráficos de queda de pressão na Seção 8.4. Conhecidas as vazões no e v aparador e no condensador, percorrendo~se verticalmente a tabela até a linha correspondente do resfriador de líquido CGWA, obteremos as quedas de pressão de 5,7 e 4,6 metros de coluna de água, respectivamente. Sugestões para nstalação da Hidráulica e Acessórios 8 Tubulação da Água do Condensador 1- Manômetro diferencial com registro 2- Purga 3- Válvula globo 4- Drenagem 5- Filtro angular Y 6- Termôme1ros 7- Válvula gaveta 8- Conexões flexíveis Tubulação da Água do Evaporador 1- Manõmetro com registro 2- Drenagem 3- Flow Swíloh 4- Conexões flexíveis 5 Termômelros 6- Válvula globo 7- Válvula gaveta 8- Filtro angular Y" 9- Bulbo do termostato de controle de capacidade Entrada do evaporador "-.. NOTAS: No circuito do condensador 1- Em instala\)ões em que for preciso o uso do Flow Swilch m salda, fazer o intertravamento do mesmo no circuito d< oontrole docgwa. 2- Em instalações em que a água de oondensaçãotenha grande variações de temperatura, recomenda-se lrocar a válvula glob< por uma de regulação termoslálica ou pressoslálica.

281 ... Capacidades CGWA 060 N Temp. Temperatura de Saída da Água de Condensação Saída Água 30oC 32 C 34 C 36oC 38oC Gelada 86 F 89,6"F 93,2oF 96,8 F l00,4af Evap. Cond. ~~ap. Çond. ~vap. Cond. EvaP. Cond. Evap. Cond. C F kcal!h m 3 /h kw mj/h kcal!h r.!h kw mlh kcal!h m-lh kw m% kcal!h mlh kw mlh kcal!h myh kw mlh TR GPM GPM TR GPM GPM TR GPM GPM TR GPM GPM TR GPM GPM ~ O g ~ 165,0 30,0 36,0 161,7 29,3 34,8 158,4 28,7 34,5 155,4 28,2 33,8 152,1 27,6 33, 4 39,2 44,3 45,4 46,6 47,8 49,0 55,0 132,0 158,4 53,9 129,3 153,2 52,8 126,7 152,0 51,8 124,3 149,1 50,7 121,6 146,0 170,1 30,9 36,8 166,5 30,3 36,3 163,2 29,6 35,5 160,2 29,1 34,9 156,6 28,4 34,1 5 41,0 44,8 46,0 47,2 48,4 49,7 56,7 136,0 162,2 55,5 133,2 159,8 54,4 130,5 156,6 53,4 128,1 153,7 52,2 125,3 150,3 175,2 31,8 37,7 171,3 31,1 37,3 168,0 30,5 36,6 165,0 30,0 36,0 161,4 29,3 35,2 6 42,8 45,4 46,5 47,8 49,2 50,3 58,4 140,0 166,1 57,1 137,0 164,4 56,0 134,4 161,2 55,0 132,0 158,4 53,8 129,1 154,9 180,3 32,7 38,9 176,7 32,1 38,5 173,1 31,4 37,7 169,8 30,8 37,0 166,2 30,2 36,2 7 44,6 45,9 47,1 48,4 49,8 51,0 60,1 144,2 171,3 58,9 141,3 169,6 57,7 138,4 166,1 56,6 135,8 163,0 55,4 132,9 159,5 185,4 33,7 39,9 181,8 33,0 39,6 178,2 32,3 38,8 174,9 31,8 38,1 171,0 31,1 37,2 8 46,4 46,4 47,6 49,0 50,4 51,7 61,8 148,3 175,9 60,6 145,4 174,5 59,4 142,5 171,0 58,3 139,9 167,9 57,0 136,8 164,1 190,8 34,6 41,1 187,2 34,0 40,8 183,3 33,3 39,9 180,0 32,7 39,2 176,1 32,0 38,4 9 48,2 46,9 48,2 49,5 51,0 52,4 63,6 152,6 181,1 62,4 149,7 179,7 61,1 146,6 175,9 60,0 144,0 172,8 58,7 140,8 169,0 198,0 35,9 42,7 194,1 35,3 42~ 190,2 34,5 41,4 186,6 33,9 40,7 182,7 33~ 39, ,0 47,4 48,7 50,0 51,6 53,0 66,0 158,3 187,9 64,7 155,3 186,4 63,4 152,1 182,5 62,2 149,4 179,3 60,9 146,1 175,3 Natas: 1. Capacidade em kcallh X Capacidade baseada na queda de tempemtura no evaporador de 5,5C (lof). Essas capaculades são aplicáveis para a queda de temperatura na fruxa de 4.4"C (8"F) até 6.6C (12F). 3. Capacidade baseada em um fator de incrustação de 0,0001 m "C hlkcal (0,0005 pé F h/btu) para evapomdore condensador. 4. É admissível a interpolação direta entre os pontos especificados. 5. Não é permitida a extrapolação além dos dados apresentados no catálogo. 6. O consumo em kw é apenas para compressores.

282 .. Características Gerais Compressor Evaporador Condensador Carga Carga Peso Peso Modelo Volume Volume de d< d, d< Estágios de Arma- de Arma- R-22 Óleo Opera- Embar- d< Modelo Quant. Modelo zenamen- Modelo -zenamen- (kg) () çdo (kg) que (kg) Capacidade to (!) to (l) CGWA020N 4M , ,0 15 4, % 50% CGWA025N 4H ,0 260!1,0 18 4, % 50% CGWA030N , ,0 23 4, % 50% 100% 75% CGWA040N 4M , ,8 2 X 15 2 X4, % 25% 100% 75% CGWAOSON 4H , ,6 2 X 20 2 X4, % 25% 100% 75% CGWA060N 4G , ,4 2 X 22 2 X 4, % 25% 100% 75% CGWAOSON *44M , ,3 2 X 25 2 X 8, % 25% 100% 75% CGWA090N *44H , ,3 2 X 30 2 X 9, % 25% 100% 75% CGWA OON * , ,3 2 X 30 2 X 9, % 25% 100% 75% CGWA 120NS 6H , ,0 2 X 36 4 X 5, % 25% CGWA 140NS 6G % 76,7% 6H , ,9 2 X 45 4 X 5, % 26,7% 100% 75% CGWA 150NS 6G , ,9 2 X 45 4 X 5, % 25% 100% 75% CGWA 160NS 6G , ,9 2 X 56 4 X 5, % 25% 6H % 85% 67,5% CGWA 180 NS ~ , ,9 2 X 63 6 X 5, % 35% 17,5% CGWA200NS CGWA 250 NS 6G % 84,8% 67,4% 6H , ,5 2 X 65 6 X 5, % 34,8% 17,4% 66H , ,0 2 X 36 4 X 5, % 75% *66H , ,0 2 X 36 4 X 5,0 50% 25% *Eqnipamenlo com compre.<sor Tandem. ~ a " ~

283 ~ Gráficos de Queda de Pressão :~ " ~ Perda de Carga (MCA) EVAPORA DOR oem,,, " " " Perda de Carga (MCA) CONDENSADOR GeM " " " VAZÀO(mHORA) VAZÀO{mHORA) NOTAS; 1" A queda de pressão está indicada em metros de coluna de água (a 10G) ou pês de coluna de água (a SOF). 2- Na unidade Duplex GGWA 250 NS a queda de pressão calculada deverâ ser a máxima verwicada em um dos circuitos.

284 ----~~ ~ ~ - ~ ~--~.,/ =- =-~"-""-~~ -~---"""-~~-----~-~ ~ Caracteristicas Elétricas Modelo Modelo do Corrente Nominal Corrente Máxima Corrente de Rotor CGWA Compressor de Operação ( 1) de Operação (2) Bloqueado ( 3) (Dados por Painel) (Dados por Painel) (Dados por Compressor) 220V 380V 440V 220V 380V 440V 220V 380V 440V Painel Painel Painel Painel Painel Painel Painel Painel Painel Painel Painel A B A B A B A B A B A B A B A B A B A B 020N 1 X4M20-51,4-29,7-25, , !54-025N 1 X4H25-72, ,4-76,5-44,2-38, N 1 X4G30-82,7-47,8-41,4-86, , N 1 X4M20 X4M20 51,4 51,4 29,7 29,7 25,7 25, ,2 31, !54!54 050N 1 X4H25 1 X4H25 72,7 72, ,4 36,4 76,5 76,5 44,2 44,2 38,3 38, N X4G30 1 X4G30 82,7 82,7 47,8 47,8 41,4 41,4 86,5 86, ,3 43, OSON 1 X44M40 1 X44M40 102,8 102,8 59,4 59,4 51,4 51, ,4 62, ! N 1 X44H50 1 X44H50 145,4 145, ,8 72,8! ,4 88,4 76,6 76, loon l X44G60 X44G60 165,4 165,4 95,6 95,6 82,8 82, ,6 86, NS 2 X6H35 2 X6H35 207,2 207, NS 1 X 6G40 1 X 6G ,3 220,3 127,2 127,2 110,2 110,2 233,3 233,3 134,7 134,7 ll6,7 116,7 1 X6H35 X 6H NS 2 X6G40 2 X6G40 232,8 232,8 134,4 134,4 116,2 116,2 246,6 246,6 142,4 142,4 123,4 123, NS 2 X6G40 2 X6G40 232,8 232,8 134,4 134,4 116,2 116,2 246,6 246,6 142,4 142,4 123,4 123, NS 200NS 2X6H35 2 X6H ,5 290,5 167,8 167,8 145,4 145,4 306,5 306, ,3 153,3 1 X4030 l X4G X6G40 2 x6g40 336,7 336, ,4 194, ,4 168,4 356,6 356,6 205,9 205,9 178,4 178,4 1 X6H35 1 X6H NS 2X66H70 2 x66h70 414,4 414, Notas:!_ CNO -Corrente nominal de operação confonne norma AR 590 slandard (Condensador:!emp_ entrada de água= 29,4"C, M = 5,6"C; Evaporador: temp. entrada de água = 12.2 c, t>t = 5,:fC). 2. CMO- Corrente m:íxima de operação confonne norma AR590 máxima (Condensador: lemp. entrada de água= 32,3"C, M = 55"C; Evaporador; temp. de entrada de água= 15,5"C, t>t = 5,5"Ç)_ 3. CRT- Corrente de rotor bloqueado individual por compressor. 4. Tensão nominal da rede trifásica, com tolerância de :t 10%- desbalanceameoto máximo permissível de 2% entre fases_ ~ M

285 L_Cone~ão de saída do condensador g R u _,~~~ Conexão de entrada do condensador R soo_j Folga mínima J 1 para abertura da porta / ~ CaraCterísticas Físicas (, _ Co_nexíjo de_ saída do evaporado r 1!1 J lt!) ~o ""li = - -~- ~ ---~ - ~ Conexão de entrada do evaporador J p p L,/ \W L 1181 K-l- s A G " ~ Nota: K em -Folgas para limpeza e manutenção dos vasos. ~ i ~ Tabela Dimensões do CGWA Modelo A B CGWA 020 N 2184,5 717,5 CGWA025 N 2184,5 741,5 CGWA 030 N 2184,5 741,5 c D < E F G H J K L ,5 2FLG " "" , /2" FLG "" , FLG M "" "" "" N p R s 220 S1 1112" BSPT 15S " " 2 BSPT " BSPT 1579 Peso(kg) ó

286 ~ Folga mínima para abertura ~a porta ~ m=l r=r.1?1 R- Conexão de saída do oondensador!lf J- Conexão de saída do evaporador o entrada do condensador ~ 1181 G A =:::J 16 J -Conexão de entrada do evaporador "j Nota: K a lia -Folgas para limpeza a manutenção dos vasos Modelo A 8 c CGWA040N 2360 "" 1138 GGWA050N D E F 63 S S 946 S06 Tabel42 Dimensões do CGWA G H " K L M 1643 "7 3" FLG S 4"FLG N p R 54 2" BSPT s " BSPT ess Peso (kg) CGWA060 N S S 4" FLG " BSPT ess 1349 Notas:. Dimensões em mm, exçeto onde especificado. 2- FlangesnormaANS. f ~

287 278 NSTALAÇÕES TPJCAS NSTALAÇÕES COM CONDENSADORES REMOTOS Em instalações com condensação a ar, é imprescindível se dispor de amplo cantata com o ar exterior a fim de que haja boa condensação do fluido frigorígeno e, em conseqüência, perfeito rendimento da máquina. Há casos em que a condensação é a ar, mas não se dispõe de suficiente área em cantata com o exterior além de se desejar melhorar o nível de ruído. A solução será o uso do condensador remoto, que poderá se situar a até 10 metros acima da unidade compacta (tipo self-containeá) ou 2 metros abaixo. Devidamente autorizados, vamos apresentar a seguir os dados necessários à instalação dos modelos RP-312A e RP-312AL da ndústrias Hitachi S/ A. (As tabelas e as figuras seguintes são do catálogo da Hitachi.) Na Tabela 1, temos as "especificações gerais", onde vemos que a capacidade nominal é de kcal/h em 60 Hz, de cada máquina, para as seguintes condições: Temperatura do ar de retomo: BS = 27 C BU ~ 19,5 C Temperatura do ar na entrada do condensador: BS = 35 C. Assim o número de máquinas será função da carga térmica. Exemplo 8.1: Carga térmica total (calor sensível + calor latente): kcal/h. Condições locais: Temperatura na entrada do condensador: BS = 35 C; - Temperatura do ar de retomo: BS = 27 C; BU = l8 C. Solução: 4 unidades do tipo RP-312AL. Na Tabela 2, temos as especificações do condensador remoto, onde observamos o seguinte: As tubulações, entre a unidade e o condensador remoto são de cobre de 19,05 mm (3/4") na entrada de gás e de 15,88 mm (5/8") na saída de líquido. Há um circul~dor de ar com vazão de 57 m 3 /rnin acionado por motor elétrico de 4 pólos de 0,55 kw com RPM em60 Hz. Nas Tabelas 3, 4 e 5, temos detalhes técnicos do compressor, do condensador e do evaporador. Na Tabela 6, temos os dados elétricos, onde, de acordo com a tensão local, pode-se fazer a previsão do ponto na casa de máquinas. Exemplo 8.2: No exemplo anterior, como são quatro máquinas iguais, a potência total consumida será: 4 X 4,4-17,6 kw em 220 V/60 Hz. Para dimensionamento da fiação, temos que levar em conta a corrente nominal, ou seja: (total)= 1,25 X 14,3 + 14,3 + 14,3 + 14,3 = 60,7 A Então, pela capacidade de corrente, poderíamos escolher o cabo de 16 mm 2 (em eletroduto, três condutores carregados). Para a proteção do ramal de ligação podemos escolher três fusíveis NH de 63 A (retardados). Haverá necessidade de cabo de terra também de 16 mm 2 Na Tabela 7, temos os dados sobre as tubulações de líquido e de gás, bem como a carga do refrigerante R-22 por comprimento de tubulação.

288 NSTALAÇÕES TíPCAS ~-~ ==~==--_:c_: Na Tabela 8 vemos as capacidades em função da freqüência da rede (60Hz), das vazões de ar, temperatura de entrada no condensador e do retomo. Exemplo 8.3: No exemplo em foco, pela Tabela 8 e para as condições do problema, a capacidade de resfriamento será de kcalfh. Assim, as 4 máquinas seriam insuficientes para a carga térmica de kcal/h, sendo aconselhável no mínimo 5 máquinas, dependendo da vazão de ar. Para a escolha adequada do ventilador, deve ser feito o cálculo da pressão de resistência do sistema de dutos, como explicado no tem e verificado qual a rotação mais compatível em função da vazão de ar (veja curva característica do ventilador do evaporador). Os demais desenhos do catálogo orientarão o projetista das instalações de ar condicionado a detalhar a casa de máquinas e o local dos condensadores remotos.

289 Tabelai Especificações Técnicas Gerais ~ ,-, ~~= , , l~delo RP-312A RP-312AL l~odelo RP-312A RP-312AL "o~ ~ Acabamento externo Pintura com resina sintética curada em estufa, aplicada sobre chapa de aço fosfatizada. Altura mm o lc ~cc--_cc 5 Largura mm ~-c--~c-----~ c~ Profundidade mm 450 Tipo Fabricante,... Modelo ~ Fonte de Energia c3 Potência Nominal Consumida Rotação (n. 0 pólo)l) 60/SOHz Tipo kw Hermético Hitachi 303FH2-T 220Y/380Y/440V, 30, 60Hz 220V/380V/415V, 30, 50Hz., 3470/2880(2) Tubular de cobre c/ aletas de alumínio em corrente 6 f ico""c===d=c mio 2,18 ~ Velocidade Frontal ~.ii N. 0 de Aletas/ C Polegadas a & f-_1cf==o0c,d0c=c=o="="=lo" o0,7c5c _ -@ Dispositivo de Controle Válvula de expansão E de Refrigerante tennostato. -e V., Tipo R-22 6 [.~~ t---t e r o., " Cargo kg u" Dispositivo de Segurança Dispositivo Antívibração solamento Térmico e Acústico Tipo Modelo 13 Relé de mercúrio trifásico contra sobrecarga do compressor. Relé térmico de sobrecarga p/ o motor do ventilador. Bimetálico interno do compressor. Pressostato de alta e baixa Plug fusível. Borracha antivibrante na base do compressor e ventilador Espuma de poliuretano no compartimento do compressor e fibra de vidro no compartimento do ventilador. Tubular de cobre com aletas de alumínio em corrente cruzada RCR-312L <.g 6 ] o u 6 ~ :3 o > 8 o )l Tipo Quantidade Modelo Pressão Estática Externa Vazão Nominal Rotação Potência Nominal de Placa Rotação (4 pólos) 60/50Hz Tipo ~ Perda de Carga U:: Velocidade Frontal do Ar o ~o.,~ 5 Fruxa de /! ~ Operação 8 mmca ml mio kw mio C C C Centrífugo multipalheta BDC o , /1430 PVC- Lavável 2,1 2,18 Resfriamento 21,5 33,5 Aquecimento 14,5-21,5 Diferencial 2,0 Botoeira de Comando ~ para ventilação, resfriamento., Chaves de Comando e parada Chave seletora para Õ resfriamento, ""Uecimento U ~f-~--~~ f c-----~-~~~ Lâmpada Piloto Branca- Ventilação c Vermellia- Resfriamento -~ Principal 220V/380V/440V, 30, 60Hz a~ f f---~-2~2=0=v=b=8=0v~/=!015~v~,~3~0~,5=ffih~~ & ~ Circuito de 220V, 60/50Hz ~ Controle Capacidade Nominal 60/50Hz Potência Nominal Consumida Corrente Nominal Corrente de Partida Fator de Potência Saída de Gás Refrigerante (D.E.) kcallh kw A A % mm (po\.) 1.soon.2oo ** ** ** ** \9,05 (3/4) J Entrada de Gás mm o Refrigerante (D.E.) (pol.) 15,88 (5/8) U ~ o:cdcocáég"o:occ-~""""-t-----~~~"c f---:do:re"o0 Condensada SO 7/1 Rp- 3/4 Dreno de Emergência Peso Líquido SO 7/l kg Rc- 1! Nota<; A capacidade de resfriamcn o é baseada nas seguintes condições: Temperatura do ar de rewmo: BS (C): 27 BU (C). 19,5 Temperatura do ar na entrad" do condensador BS ("C): 35 *A carga poderá" selccionada de acordo com a Tabela 7... o, dados elétrícos enconlrarn-se na Tabela 6

290 NSTALAÇÕES T!P!CAS ===-==-----== Descrição ] <O Acabamento Externo Tabela 2 Especificações Técnicas do Condemador Remoto Modelo RCR-312L Pintura com Esmalte Alquídico Curada em Estufa, Aplicada sobre Chapa de Aço Galvanizada. Altura mm 580 " " Largura mm 953 E Tipo i5 Profundidade mm 564 Tubular de Cobre com Aletas de Alumínio em Corrente Cruzada Peso Líquido kg 80 Tipo Centrífugo Multipalheta.:;: 6 Modelo Dupla Sucção BDC ;J ~ Vazão Nominal de Ar m3 /min 57.g ~ " Pressão Estática Disponível mmdec.a Rotação ~ Pm u " Capacidade Nominal (4 Pólos) kw 0,55 :E Rotação!)0/50 Hz Pm 1.730/1.430 Entrada de Gás.Refrigerante mm 0 19,05 (3/4) o (pol.) < " o Saída de Líquid? Refrigerante mm 0 15,88 (5/8) u (pol.) Tabela 3 Detalhes Técnicos do Compressor Modelo Descrição 303FHrT Diâmetro do Êmbolo mm 44,5 Curso do Êmbolo mm 20,5 N.o de Cilindros 2 Rotação do Motor 60/50 Hz Pffi 3470/2880 Volume Deslocado 60/50Hz mlh 13,27/11,02 Óleo Texaco- Capela Oil 32 Carga de Óleo 1,6... ;

291 .. ~ Tabela 4 Detalhes Técnicos d o Condensador Modelo Descrição Tipo RCR-312L Tubular de Cobre com Aletas de Alumínio em Corrente Cruzada Material Cobre Tubo Diâmetro Externo = 9,53 (3/8") Espessura ~ 0,40 Quantidade 100 Material Alumínio Ale tas Espessura ~ 0,18 Passo = 2,0 N. 0 de Filas 5 Área de Face m 0,342 Velocidade Frontal do Ar mi 2,79 Descrição Tipo Material Tabela 5 Detalhes Técnicos do Evaporador Modelo RP-312 Tubular de Cobre com Aletas de Alumínio em Corrente Cruzada Cobre Tubo Diâmetro Externo mm 9,53 (3/8") N. 0 de Tubos 60 Material Alumínio Aletas Espessura 0,18 Passo 2,0 N. 0 de Filas 3 Área de Face m 0,27 ~-" ---

292 NSTALAÇÕES TPCAS 283 Tabela 6 Dados Elétricos- RP-312A(L) Voltagem/FreqUência tem Potência Nominal Consumida kw Corrente Nominal A Corrente de Partida A Fator de Potência % 220V 380V 60Hz 6{JH, 4,4 4,4 14,3 8, ,8 80,5 440V 60Hz 4,4 7, ,3 Potência Nominal Consumida (Compressor) kw 3,6 3,6 3,6 Nolas L Estes dados são baseados nas condições de capacidade nominal de resfriamento. 2. Variação máxima de tensão-.:!: 10%. Tabela 7 Comprimento dos Tubos e Clllf:a de Refrigerame R-22 Dimensão da Tubulação Carga de Carga de Refrigerante por Externo X Espessura R-22 Comprimento de Tubulação (kg) (~) da Fábrica (kg) Sm 10m 15m 20m 30m Tubo para Líquido 0 15,88 X t 1,59 Tubo para Gás 0 19,05 X t 1,59 2,44 0,76 1,52 2,28 3,04 4,56 Nota O condensador remoto poderá ser1nstalado em nível de até 10m acjma e 2m abaixo do condictonador..---

293 !1 Diagrama das TubuJações do Ciclo de Refrigeração RP- 312A z ~ Condensador remoto Tubo de sucção Cu DHP.015,88 mm Válvula de expansão Saída da água.. condensada Tubo de descarga CuDHP-.012,70mm /~ og " " Dreno de ---- emergência Tubo de refrigerante ::::=: Tubo com rosca ::o=:: Tubo com flanga Tubo de refrigerante (instalação local) Tubo de água

294 ~ Desenho de lustração do Esquema Elétrico de Controle RP- 312A (L) r ÉFl ---- ln!1l.y.~dor:fd::~ece ---- ~ --. :M: EF2 Rest.. a li li li,. 220 v 50 H<: ou 60Hz. S. R S T,. 220 v ou 380V ou440 V Fiação de instalação CMC CMFE CMFE CM~ " " e " L. - - (EQUP.STANDARDHTACH) J NOTAS; 1- Para uso do aquecedor de ambiente (opcional), ligar o oircu~o de controle entre os terminais 3 e 4 a a chave magnética do aquecedor, entre os terminais 8 e 9. Após esta operação, desooneclar o lerminal3 do lerminal4. 2- Para oontrole automático de lerfl)eratura ambiente, ligar a fiação conforme detalhe (2). 3- O compressor e o motor de 380 V ou 440 V não são de fomedmento normal. í ~ ffi

295 286 NSTALAÇÕES Tfi!CAS Polia do Motor e Ventilador do Evaporador e Condensador RP 312A (L) e RCR-312 (L) POLA DO MOTOR ~ ~, ~ --~ --rr ~~Tr ~ ~ 4, t.«15, ,87 POLA DO VENTLADOR X PD 60Hz{50Hz) m 72,15 (87,2) o 75,67 78,83 85,17 66,35 (91,5) (95,2) (99,0) (102,8) (106,7) "" 921 " "" " ~ ~ M6 n ;.!!,- +l "19,05 43

296 instalações TfPCAS 287 ~ ~ Tabela 8 Capactdade de Resfriamento- RP-312A (L) (60Hz) Temperatura Temperatura Capacidade Temperatura do Ar de Retomo (BS) "C ("F) Vazão de Ar de Entrada doar de Total 24 (75,2) 27 (80,6) 30 (86,0) rli/min de Arno Retorno kcal/h (CFM) Condensador (BU) (BTU!h) Capacidade- Calor Sensivel oc ("F) oc ("F) kcalih (BTU/h) 16 (60,8) 6600 (26400) 5300 (21100) 6200 (24800) 6600 (26400) 30 (86,0) 18 (64,4) 7300 (28800) 4800 (18900) 5700 (22600) 6600 (26200) 20 (68,0) 7800 (30900) 4100 (16300) 5000 (20000) 6000 (23700) 16 (60,8) 6300 (25000) 5200 (20600) 6100 (24200) 6300 (25100) 30,6 35 (95,0) 18 (64,4) 6900 (27400) 4600 (18300) 5500 (22000) 6400 (25600) (1080) 20 (68,0) 7400 (29400) 4000 (15700) 4900 (19400) 5800 (23000) 16 (60,8) 5700 (22600) 4900 (19400) 5700 (22600) 5700 (22600) 40 (104,0) 18 (64,4) 6200 (24700) 4300 (17000) 5200 (20300) 6100 (24300) 20 (68,0) 6700 (26500) 3700 (14500) 4600 (18200) 5500 (21800) 16 (60,8) 6900 (27200) 5600 (22400) 6600 (26400) 6900 (27200) 30 (86,0) 18 (64,4) 7500 (29700) 5000 (19900) 6000 (23900) 7000 (27900) 20 (68,0) 8000 (31900) 4300 (17000) 5300 (21100) 6300 (25100) 16 (60,8) 6500 (25900) 5500 (21800) 6500 (25800) 6500 (25900) 34,0 3? (95,0) 18 (64,4) 7100 (28300) 4800 (19200) 5900 (23300) 6900 (27200) (1200) 20 (68,0) 7600 (30400) 4100 (16400) 5200 (20500) 6200 (24400) : 16 (60,8) 5900 (23300) 5200 (20600) 5900 (23300) 5900 (23300) 40. (104,0) 18 (64,4) 6400 (25500) 4500 (17900) 5500 (22000) 6400 (25400) 20 (68,0) 6900 (26300) 3800 (15200) 4900 (19300) 5900 (23200) 16 (60,8) 7100 (28000) 5900 (23600) 7000 (27900) 7100 (28000) 30 (86,0) 18 (64,4) 7700 (30600) 5200 (20800) 6300 (25200) 7400 (29500) 20 (68,0) 8300 (32800) 4500 (17800) 5600 (22200) 6700 (26500) 16 (60,8) 6700 (26700) 5800 (22900) 6700 (26700) 6700 (26700) 37,4 35 (95,0) 18 (64,4) 7300 (29100) SDO (20OO) 6200 {24500) 7300 (28800) (1320) 20 (68,0) 7900 (31300) 4300 (17200) 5400 (21500) 6500 (25800) 16 (60,8) 6000 (24000) 5500 (21700) 6000 (24000) 6000 (24000) 40 (104,0) 18 (64,4) 6600 (26200) 4700 (18800) 5800 (23200) 6600 (26200) 20 (68,0) 7100 {28100) 4000 (15900) 5100 (20300) 6200 (24600) :--

297 -->- )- T T )HrTACH À = ~--- Desenho Cotado do Condensador Remoto - RCR - 312L furosll!"3,3!/ para dutos o " M - 52 t 564- ~===:1===:::~==== furos f/3,3 1 para dutos =r w::- J~ re ~~ L 1,2s 4 furos~t12,5 _ g d p ara fixação da unrda e ~ ~ ~ i 13, ",, i ::l n ~ " c 967,5 -r- VSTA FRONTAL r c t- ~ i-=r =<;::,, :::::::::;t;±:::::::::;t;t ===::* ::::=;-iii- ~ 11/, r ± EJ : --rl " -- VSTA TRASERA TEM VSTA 01 Entrada do ar exterior 02 Saldado ar " TÍTULO Entrada do gás refrigerante (tubo de Cu ;J 3/4) 04 Saída de líquido refrigerante (tubo de Cu ;J 5/8) 05 Entrada de energia (furo li 11) NOTA: Suje~o a a~erações sem aviso prévio.

298 ~ 80, furos de!!l 8,5 ~7iri ç;: -11 til* m 11 Desenho Cotado do Condicionador de Ar Hitachi- Modelo RP- 312 AL =.. ~r~~~ Jl. g:f~n ~ Jilll CORTEAA + rlil EJ DETALHE ESC.1:4 ~ Entrada TEM " TÍTULO lnsuflamento de ar para rede de dutos Conexão para aquecedor (furojl 60) -- Conexão para umidificador (furo 1142) Safda para dreno (SO 7/1 - RP 3/4) Suprimento de energia elétrica (furo iil42) Entrada do lfquido refrigerante (SAE 5181 Saída de gás refrigerante (SAE 3/41 A A emergência NOTA: Sujeito a aherações sem aviso prévio. O " ~ ~

299 290 NSTALAÇÕES TP!CAS 8.5 Seleção de uma Unidade de Resfriamento Evaporativo ntrodução Como já vimos na Seção 1.8 do Cap. 1, onde aprendemos a usar a carta psicrométrica, há uma possibilidade de conseguirmos o resfriamento de um ambiente usando a evaporação. No Exemplo 1.17, o ar é introduzido com a temperatura de BS = 32 C e BU = l8 C e, pela sua passagem através de um spray de água com temperatura próxima à do BU, nota-se que há queda de temperatura do BS e conseqüente aumento da unidade relativa até 90%, mantendo-se constante a temperatura do BU. Assim, a temperatura do BS do ar passará para 19,2 C (resfriamento evaporativo). Essa propriedade já é há muito conhecida: quando estamos em uma praia ou em local de muita vegetação, sentimos uma brisa mais fresca vinda do mar por duas razões: 1) o vento quente em contato com a água do mar tem queda da temperatura do BS até próxima à temperatura da água que está abaixo do BU do ar; 2) o ar desloca-se até a praia. Assim, para termos um sistema semelhante em qualquer ambiente que desejamos esfriar, precisamos de uma superfície úmida e de uma fonte para movimentar o ar. Na Fig. 8.7, vemos o vento quente em cantata com a evaporação da água do mar se transfonnando em ar frio, uma brisa agradável que chega até a praia. A fonte úmida utilizada nos projetas é a água pulverizada, impulsionada por uma bomba, e a fonte para o movimento do ar é um ventilador centrífugo que o impulsiona, segundo uma vazão adequada, através de um sistema de dutos e de bocas difusoras, até o ambiente a refrigerar. Na Seção 1.14, já estudamos o resfriamento por evaporação, exemplificado com o caso de uma torre de arrefecimento, tendo sido empregado otenno approach, que é a aproximação entre a temperatura da água na saída e a temperatura do BU do ar. No caso do resfriamento do ar a ser insuflado, esse approach diz respeito à aproximação da temperatura do BS do ar à temperatura da água pulverizada que se aproxima do BU do ar. Quanto mais seco estiver o ar, haverá mais evaporação da água e mais quedada temperatura do BS do ar a ser insuflado. No Brasil a médi.a de bulbo úmido, durante o verão, varia de 21 oca 26 C, e o ar insuflado adquire temperatura próxima à do bulbo úmido. A "temperatura efetiva" do ar é referida à temperatura do bulbo úmido, conforme foi visto na Seção 2.1. O processo do resfriamento evaporativo converte o calor sensível (que nós sentimos) em calor latente (que nós não sentimos, p0rque é usado apenas na evaporação), de modo que o calor total (sensível +latente) pennanece o mesmo, conforme mostra a Fig. 8.9, onde o segundo retângulo representa o total de ar que enche a sala, e o primeiro retângúlo, o ar exterior. nicialmente, o calor sensível do ar parado na sala é alto e o calor latente é baixo, porém é introduzido ar com temperatura do BU mais baixa devido à evaporação da água. Essa temperatura do BU do ar introduzido se eleva devido à transferência de calor do ar do interior e, em conseqüência, faz baixar a temperatura do BS (o calor que sentimos). A temperatura do BS é afetada pela evaporação e a temperatura do BU toma-se mais alta, possibilitando retirar calor latente do recinto que se manifesta pela temperatura do BU. lg. 8.7 Resfiiamento evaporativo pela água do mar.

300 NSTALAÇÕES TfpJCAS 291 ~--- -~ ~ ~~-~----- ~ ""=~=-. Painel Evaporativo CELdek Propprcionam alta efic1ência de resfriamento, durabilidade e baixa manutenção por serem autolimpantes. Ventilador Centrífugo, de dupla aspiração, rotor com pás curvadas para frente tipo Sirocco. Acionado por motor elétrico com proteção lp 55, através de polias e correias V. Pulia motora com passo regulável para facifitar o ajuste de rotação. Distribuidor de Água - Gabinete Estrutura te perfis de-., alumínio e pãinéls de (hapa de aço gaiyinizado oom tratamento antloolt051yo e pintura eletroswlca a pó, """"""la durabilidade e proleçio longa, contra corrosão. Amplas portas-pennilem o acesso a todos os componentes uliliwldo apenas um lj&doa do gabinete. 1. Bomba Hidráulica Rectrcula água entre painéis evaporativos e bandejas. Centrifuga, monobioco, de imersão vertical. Motor de acionamento com proteção lp 54. Venezianas 2. Purga Automática (Bleed-Off) Reduz a formação de sais minerais, aumentando a vida útil do painel evaporativo e evita o entupimento dos furos do distribuidor. 3. Bandejas Recolhem e acumulam a água recirculada. São providas de válvula de bóia, e conjunto ladrão/dreno com válvula gaveta, para extravasamento e escoamento de água. Fig. 8.8 Partes constituintes do sistema evaporativo da Munters (cortesia). Embutido em uma das laterais do~inete, com fácil acesso _pelo lado externo. Contém todos os disposillvos de acionamento, comando e proteção dos motores....

301 292 [NSTALAÇÕES TfPCAS CALOR LATENTE CALOR SENSÍVEL BTU CALOR LATENTE CALOR SENSVEL ANTES DO RESFRAMENTO APÓS O RESFRAMENTO Fig. 8.9 Diagrama mostrando como atua o processo evaporativo. Esse processo evaporativo é muito económico porque o calor total do recinto não foi retirado e sim trocado de sensível para latente, exigindo apenas o trabalho mecânico de uma bomba-dágua e de um ventilador. Essa água em contato.com o ar, para baixar a sua temperatura de BU, se evapora na proporção de um galão(= 4 litros) por BTU (= kcal) de calor retirado do ar, precisando ser recompleta (make-up). A vazão necessária de ar já foi vista na Seção Nesse processo de resfriamento, a temperatura do BS do ar ambiente pode ser abaixada de 70 a 80% da "depressão do bulbo úmido", em sistemas bem projetad.os e bem executados. Essa "depressão" é a diferença entre as temperaturas BS e BU do ar. Esse sistema tem melhor aplicação em cidades de baixa umidade relativa, onde a depressão do bulbo úmido é maior e, quanto mais seco o ar, tanto maior será a evaporação do vapor de água, baixando a sua temperatura do BS do ar a ser insuflado no recinto. É importante lembrar que quanto mais úmido é o ar, mais alta é a umidade relativa e menor a depressão do bulbo úmido. No caso de a umidade relativa ser 100%, o que pode ocorrer durante os dias chuvosos, o ar está saturado e as temp~raturas do BS e BU são iguais e não há depressão do bulbo úmido. Quando o ar é refrigerado pela evaporação, a. temperatura do BU do ar refrigerado permanece a mesma, para todos os objetivos práticos, como a do ar exterior. Como foi dito acima, em sistemas bem projetados, pode-se reduzir a temperatura do BS do ar de saída {após passar pelos filtros onde a água está sendo borrifada) de 70 a 80% da depressão do bulbo úmido. Essa depre~são varia constantemente de dia para dia e mesmo de hora para hora, usualmente alcançando o seu máximo quaó.do o resfriamento também será máximo Ar de suprimento e de exaustão Devido às propriedades do ar já descritas, quando vimos que o processo evaporativo depende de suprimento constante de ar com o potencial de depressão do bulbo úmido, conclui-se que o resfriador deve ser instalado, assim como todo o sistema de filtragem, no exterior do prédio, onde se recebe somente o ar fresco. Nunca deve ser instalado próximo à exaustão de ventiladores de cozinha ou industriais, devido ao ar poluído que seria sugado pelo ventilador centrífugo, que o lançaria no ambiente refrigerado, tomando-o desconfortável. Na Fig. 8.10, vemos quatro instalações típicas ilustrando o movimento do ar e métodos para prover a adequada exaustão dos ambientes refrigerados. A regra é que um pé quadrado (0,093 m 2 ) de abertura de exaustão (janelas, portas ou venezianas) deve ser provido para cada 200 pés cúbicos (5,66 m 3 ) de ar chegando por minuto. Em aplicações comerciais ou industriais, podem ser exigidos ventiladores para mover o ar para fora mais rapidamente. Para o sucesso de uma instalação de refrigeração é de vital importância a adequada exaustão dos espaços refrigerados; em uma residência, pelo menos uma janela aberta em cada cômodo será o suficiente para a exaustão. Janelas ou venezianas igualmente de um pé quadrado (0,093 m 2 ) para cada 200 cfm (5,66 m 3 /min) de capacidade seriam suficientes. Em instalações comerciais e industriais, em especial com cozinhas, é muitas vezes necessário instalar ventiladores exaustores, para mover o ar para fora mais rapidamente. Um resfriador nunca

302 NSTALAÇÕES TP!CAS u : n Fig nstalações típicas. Tabela 8.1 Sensação de Res.frWmenW em Função da Velocidade do Ar Velocidade Média em Tomo das Pessoas (mls) 0,25 0,50 1,00 1,50 2,00 4,00 Efeito de Resfriamento 3,00 4,00 5,50 5,90 6,10 6,80 deveria ser instalada com ar quente do sótão para suprimento. A depressão do bulbo úmido poderia ser grande, mas a temperatura do BU seria mais alta que a do ar exterior; assim, a temperatura que receberia mais refrigeração seria tão alta ou mais alta que o ar exterior. sso mostra o quanto é importante para o projetista saber a depressão do bulbo úmido, pois é a temperatura-limite para determinado lugar. Pelas tabelas climatológicas mostradas no tem (Fig. 6.5) para algumas cidades brasileiras, podemos fazer uma comparação entre duas dessas cidades, com relação ao quanto podemos baixar a temperatura de um interior a ser condicionado, no período de verão entre dezembro e março. Temperatura Média das Média das do Ambiente Máximas Máximas (70%da Cidades Temperaturas Temperaturas Depressão depressão) BS ( 0 C) BU ( 0 C) BU ( 0 C) (OC) Brasnia (DF) 26,5 a 27,5 18,5 8,5 a 9 21,2 Manaus (AM) 33 a 34,5 27 6a 7,5 28, Projeto dos dutos O mais importante princípio para o traçado dos dutos do resfriamento evaporativo é fazê-lo o mais simples possível. Às vezes é preferível, por ser mais eficiente, usar várias pequenas unidades, com pequenos dutos ou mesmo sem dutos, em vez de uma grande unidade com um sistema de dutos complexo.

303 294 NSTALAÇÕES TlPCAS -=--- Fig Três sistemas de dutos típicos para uma distribuição eficiente. Fig Detalhes das ramificações dos dutos para saídas múltiplas. ~ ~~

304 NSTALAÇ O ES TíPCAS (Cont.) F1g.

305 296 NSTA!.AÇÕES TfPTCAS l a) Dimensionamento do duto principal: quando os resfriadores são instalados com dutos menores que 7,62 m de comprimento, esses dutos devem ter a mesma dimensão que a saída do resfriador; para dutos de 7,62 a 15,2 m de comprimento, a seção reta deverá crescer de 25%~ paradutos maiores que 15,2 m de comprimento, com mais de três joelhos, é mais usual instalar outro sistema de dutos. (Veja Fig ) b) Dimensionamento dos ramais de dutos: dividir a vazão de ar em CFM (0,0283 MCM) por um fator de 7,0 a 8,5 para obter a área em polegadas quadradas (6,45 cm 2 ) de duto. As velocidades seriam de a FPM (304,8 a 381 MPM). Para transformar o diâmetro em polegadas para dimensões retangulares, usar o ábaco da Fig Se houver curvas, joelhos ou outros acidentes, usar as figuras de perda de carga da Fig (Veja Fig ) c) Número máximo de ramais: a área total de seção reta de todos os ramais não deve exceder mais de 1 1/2 vez a área de seção reta do duto principal. d) Grelhas de insuflamento: usar o menor número possível de grelhas para manter a mínima resistência e usar grelhas de quatro deflexões. EXEMPLO ESTMADO DA CARGA TÉRMCA DE UMA GRANDE NSTALAÇÃO USANDO O RESFRAMENTO EVAPORATVO 1 CLENTE Nome: Restaurante Kiloucura Endereço: Avenida das Américas - Barra da Tijuca - RJ Capacidade: 500 pessoas Localização: Próximo ao mar, onde normalmente a umidade é alta 2.1 Área::::: 450m Pé-direito = 2; 75 m 2.3 Volume= 1.2p7 m 3 2 DADOS DA CONSTRUÇÃO 3 CARGA TÉRMCA 3.1 Cálculo de vazão m 3 X 30 (trocas por hora) = m 3 /h segurança 10% = Temperatura do Bulbo Úmido Carga Térmica 24 25,5 26,5 nterior Exterior Número de Trocas por Hora Excessiva Exposta 25 27,5 30 Excessiva Protegida ,5 Normal Exposta Normal Protegida S Obs.; Excessiva: ambientes com equipamentos que geram calor e grande número de pessoas. Normal: ambientes com moderada geração de calor e número de pessoas reduzido. Protegida: construção com paredes e telhados protegidos da insolação. Exposta: construção com paredes e telhadas expostos ao calor do SoL

306 NSTALAÇÕES TíPCAS Vazão do ventilador de insuflamento Foi instalado o modelo PCR-650 com vazão de m 3 /h, motor de 10 HP, da Refriplast. Alternativa: nstalação do modelo Bb56 da Munters. 3.3 Dados levanlados no local T.B.S. de entrada= 32,5 C T.B.U. de entrada= 19,5 C Obs.: temperatura de inverno. 3.4 Depressão do bulbo úmido 32,5 C- 19,5 C ~ 13 C Utilizando a tabela do tem % da depressão (instalação bem projetada): T.B.S. esperada no interior entre T.B.S. = 23,4 e T.B.S. = 20,2 3.5 Velocidade do ar 1,2 a 1,5 m/s 3.6 Umidade relativa 18% (carta psicrométrica) 3.7 Sensação dos usuários Leve e agradável brisa, possibilitando o fumo (não há retomo do ar). Foram instaladas 4 máquinas de 7,5 TR-Hitachi como garantia. Como em dias muito quentes (ar exterior em torno de 40 C) o resultado não é bom, porque há um forte vento no exterior que bloqueia a exaustão interna natural, foram instalados 4 exaustores laterais que, com capacidade de 20% do total insuflado, atendem bem às exigências de conforto. 3.8 Efeito da redução de temperatura Embora o valor da redução de temperatura proporcionada pelo resfriamento evaporativo varie conforme as condições climáticas do ar de cada região, podemos dizer que, qualquer que seja o local, é sempre possível obter-se uma melhoria nas condições do ar através do resfriamento evaporativo do ar. A Tabela 8.2 mostra o resfriamento do ar obtido com painéis CELdek e GLASdek de 8 e 12" de espessura. t Tabela 8.2 Efeito da Redução de Temperatura Temperatura de Bulbo Seco do Ar na Entrada ( 0 C) Espessura " 21,2 21,6 22,0 22,4 22,8 23,2 23,6 24,0 12" 21,1 21,3 21,5 21,7 21,9 22,1 22,3 22,5 ~ 22 8" 22,0 22,4 22,8 23,2 23,6 24,0 24,4 24,8 ~ 12" 22,0 22,2 22,4 22,6 22,8 23,0 23,2 23,4 23 8" 23,2 23,6 24,0 24,4 24,8 25,2 25,6 o Z 23,1 23,3 23,5 23,7 23,9 24,1 24,3 " 24 8" 24,0 24,4 24,8 25,2 25,6 26,0 26,4 ~ 12" 24,0 24,2 24,4 24,6 24,8 25,0 25,2 ~ 25 8" 25,2 25,6 26,0 26,4 26,8 27,2 g 12" 25,1 25,3 25,5 25,7 25,9 26,1 o 26 8" 26,0 26,4 26,8 27,2 27,6 28,0 ~ 12" 26,0 26,2 26,4 26,6 26,8 27,0 ~ ~ 27 8" 27,2 27,6 28,0 28,4 28,8 12" 27,1 27,3 27,5 27,7 27,9 28 8" 28,0 28,4 28,8 29,2 29,6 o 12" 28,0 28,2 28,4 28,6 28,8 ~ 29 8" 29,2 29,6 30,0 30,4 ~ 12" 29,1 29,3 29,5 29,

307 298 NSTALAÇÕES TP!CAS 4 ECONOMA DE ENERGA ELÉTRCA É a melhor vantagem do sistema evaporativo sobre os demais sistemas de ar condicionado, pois só existem ventiladores e uma bomba-dágua. Neste exemplo, as 4 máquinas Hitachi consomem energia elétrica em tomo de 200 A, o que mensalmente representa a conta da ordem de R$ 7.000,00. O sistema evaporativo composto de um ventilador PCR, de uma bomba-dágua e de exaustores consome apenas 30 A, o que resulta em contas de energia na base de R$ 700,00 mensais, uma economia muito significativa para um funcionamento de 16 h/dia. Tabela 8.3 Dimensões do Resfriador EWlporativo da Munters Enlrat!a da ar Entrada de~ ii Modelo Bb22 Bb23 Bb33 Bb34 Bb44 Bb45 Bb55 Bb56 Bb67 Vazão nominal (mlh) (*) Vazão máx. recomenpada (m 3 /h) l Comprimento- A (mm) Largura- B (mm) Altura - C (mm) Abertura- D (mm) Abertura -E (mm) Peso seco (kg) () Peso em operação (kg) Consumo máx. de água (l/h)(**) Potência elétrica (kw) 1,24 1,62 2,36 3,ll 3,85 4,85 5,97 7,83 9,70 *Pressão estática standard dispon(vel: 15 mmca **Calculado para as condições: TBS = 35QC, TBU = 26 C, Altitude = 500 m 5 RECOMENDAÇÕES GERAS PARA APUCAÇÕES DE RESFRADORES EVAPORATVOS 1- Resfriadores evaporativos trabalham com 100% de ar externo, portanto o ambiente deverá pennitir um fácil escape do ar aquecido e viciado através de portas e janelas. Caso as aberturas disponíveis não sejam suficientes, recomendamos a instalação de um sistema de exaustão mecânica ~ ~~-~ 11

308 NSTALAÇÕES TP!CAS Para melhor eficiência do sistema, o fluxo de ar dentro do ambiente climatizado deverá ter um sentido único desde as bocas de insuflamento até as aberturas de escape ou bocas de saída, ou seja, deverá cruzar o ambiente uma única vez, tanto lateral quanto verticalmente. A maior eficiência será obtida com insuflamento na parte inferior c exaustão ou escape na parte superior. 3- As bocas de insutlamento selecionadas deverão ter a mínima indução possível para evitar que a corrente de ar induzida aqueça o ar insuflado antes de ele chegar à região ocupada. 4- Para evitar que a umidade relativa no ambiente aumente muito em dias de baixa carga térmica, recomendamos a instalação de um termostato ou umidostato sobre a bomba hidráulica do resfriador. 8.6 Selecionamento e Cálculo do Sistema de Dutos Utilizando dados do capítulo anterior e com base na Fig. 8.6, será desenvolvido um método para cálculo de dutos (método de igual perda), cujos detalhes encontram-se na figura acima mencionada. Esta figura foi preparada para utilização do software Cálculo de Dutos e dispõe de todos os dados de que o projetista necessita. As etapas são as seguintes: 1- Fazer um diagrama uni filar da instalação no qual constam todas as bocas de insuflamento, com a vazão em MCM (metros cúbicos por minuto). (Veja a Fig. 8.6b.) 2- Colocar letras para definir todos os trechos e considerar as vazões acumuladas em cada trecho. Estas vazões devem ser calculadas à parte ou figurando no diagrama unifilar, pois o programa não fará esta soma, já que ficaria por demais complexo. 3- A velocidade de cada trecho é arbitrada, tomando-se como base a Tabela 5.5 (velocidades recomendadas para o ar cm MPM). 4- Dividindo-se a vazão acumulada em MCM pela velocidade em cada trecho, teremos a área em m 2 (Veja a Fig. 8.6c.) 5- Multiplicando as áreas dos trechos por (10 4 ), teremos a área em cm 2 6- Para obter as dimensões dos trechos de dutos em cm X cm, o projetista deve fixar uma das dimensões (de acordo com as condições locais); a outra dimensão o software fornecerá.* ~os kitorcs mleressados na aquisição do software CJ/cu/o de Duros poderão entrar em contato com Helio Creder Engenharia através de hccng~nhana@ ib"st.com_br ou valenterio@ ibestcom_br_

309 300 NSTALAÇ01.S TfPCAS Convenções Gráficas para os Desenhos de nstalações de Ar Condicionado ÁGUA FRA (alimentaçlio) --o-- ---c--- 20x12 ÁGUA FRA (retorno) ÁGUA DE AUMENTAÇÃO DO CONDENSADOR ÁGUA DE RETORNO DO CONDENSADOR DUTO (largura) x20 DUTO (arura) DREÇÃO DO MOVMENTO DO FLUDO f li li i, MUDANÇA DE N{VEL (subida) f li li+ MUDANÇA DE NrvEL (descida) C2J - 12 s -,R Ê,A - l~fj - OUTRAS x 20 SEÇÃO DO DUTO DE NSUFLAMENTO 12 x 20 SEÇÃO DO DUTO DE EXAUSTÃO 12 x 20 SEÇÂO DO DUTO DE RETORNO 1~ x 20 SEÇÂO DO DUTO DE TOMADA DE EXTEROR SEÇÕES DE DUTOS (Ex.: exaustão de cozinha) li~ BipCA DE NSUFLAMENTO BOCA DE EXAUSTÃO (retorno) r:::::::;::, RT 20~12 20,nlm,n ~ 2. 20,,...,, 0 REGSTRO OU GRELHA COLOCADA NOTETO BOCA COM VENEZANA,P20X 12 L-_-:_-: PORTA DE VSTA P50om700"1mln R- REGSTRO G. GRELHA r::=~iif[:=e~lanta COMPORTA (borboleta) ~ CORTE DERVAÇÕES E REDUÇÕES COM DEFLETOR

310 NSTALAÇÕES T!PCAS 301 DEFLETOR (para c1ma) OEFLETOR (para baixo) COMPORTA DE VEDAÇÃO VÁLVULA DE BÓA NA LNHA DE BAXA PRESSÃO VÁLVULA DE BÓA NA LNHA OE ALTA PRESSÃO GUAS CONEXÕES DE LONA ~ VENTLADOR E MOTOR COM ROTEÇÃO DE CORREAS t EJ VENEZANAS E TELAS PARA TOMADAS DE AR COMPORTA (borboleta) AUTOMÁTCA VÁLVULA DE CAPUZ VÁLVULA DE GAVETA VÁLVULA DE GLOBO FLTRO TERMOSTATO (bulbo a distânc1a) PRESSOSTA TO TERMOSTATO TERMÓMETRO VÁLVULA DE EXPANSÃO AUTOMÁTCA

311 302 NSTALAÇÕES TPCAS VÁLVULA DE EXPANSÂOTERMOSTÁTCA VÁLVULA REGULADORA DE PRESSÃO DO EVAPORADOR, AÇÂOAJUSTÁVEL VÁLVULA TERMOSTÁTCA REGULADORA DE PRESSÃO BULBO (elemento sensível) HioJ ~ SECADOR FLTRO VÁLVULA SOLENÓDE PRESSOSTATO DUPLO (controle de alta e baixa pressão)

312 Cap P" 14 ó77.y5 Pa 2- P = (),]42 alm 3- Tro.cc 125.5SCC 4- q = 2,lJ9 kcal/h 5-x=: 12lcm 6- q = 2.09 X 1 O" kcal/h por rn 2 7- q =: 25,38 kc al/h 8- a) Y), = 65,3% h) W = 65~ kcal c) Q_, = 347 kcal 9- p" 2,3 k\v 10- a) YJ, = 14,2có h) Q, ~ 35,2 kw c) Q, ~ 30,2 kw 11-3,82Y kj/k 12- u) 35Yr h)7jg/kg c) 10,6 kcal!kg d) 0,857 m 3 /kg e) 0, Qt,lr 14- l3.9c 15- BS = ( BU == l9.7 C 16- Q, -- 4,5 TR 17- Q = 51,724 m- 1 /h 18- Q, == kcal/h ou 2,2 TR 19-69S-é 20- Q ~= 748 m /h 2!- a= 90-- {i"- d) = 90- (-15) = :->cn (/ = "en 1-23,5 ),;en ( ) + cos ( -23,5 ) cos (-30) cos 75 :. a = 23,7" sen tan AZ = -- = 1,885 :. AZ = 62 do sul -cos oo tan (-20,6) 24- TAS~ ,8 + 4 (O- 35) ~ , ~ 0553,8 H= 0.25 X 367 = 91, = XOO cos -to X 0,86 = 527 W/m 2 Cap W /m 2 C 2-3,48 W/m oc

313 304 RESPOSTAS DOS EXERCiCTOS PROPOSTOS w w ,8 w ,8 w W- 16,4 TR W BTU/h W BTU/h BTU/h W ,1 MCM ,58 kw 13-17,6"C, 15,6 C, 83% grãos por libra; 79 grãos por libra 15-26,7 TR Cap Trecho E= 12" X 12" Trecho D = 21" X 12" Trecho C = 29" X 12" Trecho B = 35" X 12" Trecho A = 40" X 12" No ventilador, 19" X 20" 2-16m/s 50" 100 X 125 cm 3-6,9 mm de água 4-20X8" 5-6 m 6-4 saídas 7-24 X 24 polegadas; 1,6 polegada; 0,05 polegada de H 2 0; 9-17 e 9-17 polegadas CFM 9- Dimensões da chapa= X mm; espessura= 1 mm; peso da chapa= 16 kg; dimensão média dos dutos = 450 X 250 mm; revestimento dos dutos da chapa galvanizada (Fig. 4.16); total de dutos para 20m- 20 dutos + 30% de reserva de chapas e emendas: 26 chapas de 16 kg= 26 X 16 = 416 kg e 52 emendas. Quanto ao custo, consultar o preço dos fornecedores na ocasião da execução da obra. < mm L

314 RESPOSTAS DOS EXERCÍCOS PROPOSTOS 305 Cap cv e 1 cv 2- n 2 = 245 RPJ\ ,8 MPM MCM m~ 6-659,8 MCM m- S- Chapa n H mm de C.A. 10-8,72 kw Cap Deficiência no abastecimento de água; falta de espaço para as torres de arrefecimento; maiorconfiabilidade no sistema. 2-3SC HSV, 2,5 cv. 6 pólos 4-784m 3 por mês; R$ polegadas 6-4,6 kw 7-39,5 m 8-176,8 MCM lj- 95 //min!0-3j5l/min

315 Nntaçâo usada nesta obra: CFM = pés cúbicos por minuto MCM = metros cúbicos por minuto MCH = metros cúbicos por hora FPM = pés por minuhto MPM = metros por minuto GPM = galões por minuto TR = tonelada de refrigeração C. A. = coluna de água Energia, calor, potência J 1 w~s J=W-s:::c.JN m 1.1 = 10 7 crg BTU = 1055,4 J JlTU ~ 1.055,4 \V s 1 BTU = 1.055,4 N m BTU = 252 cal 13TU = 0,252 kcal BTU/h ~ 0,2931 W 1 BTU/h = kw BTU/h o: 3.93 J o- 4 HP BTU/hF ~ 0,5274 WC JlTU/h ti F ~,7303 \V/mC BTU~b O ,9 l/kg BTU/bF 4.186,69 J/kgC BTU/hF ~ 0,5274 W/C 1 BTU/h { = 3, 1537 W /m 2 BTU/h n:op = 5,6767 W/m 2 C cal= 4,1X68.1 (ou W soun m) 1 kcal = 4.1 B6,8 1 ou 4,1868 kj lkcal/h:~, l,l63w cal = 3, l BTU 1 kcal = 3.96B BTU W /C =,896 BTU/hF h~f/btu = 1,896 C/W 1 HP = W 1 HP = 1,014 CV 1 cv = 736 W = 75 kgfm/s 1 BTU/h ft 2 F = 4,883 kcal/h m 2 C 1 BTU/h = 0,252 kcal/h 1 Wh ~ 3,413 BTU 1 kw-h ~ BTU 1 kw-h ~ 860 kcal 1 TR ~ BTU/h 3,52 kw 1 TR " kcal/h Pressão 1 kg/cm 2 = 14,22 psi 1 psi = 0, kg/cm 2 = 7 kpa 1 kgf/cm 2 = 100 kpa 1 mm Hg = 133,3 Pa 1Pa=lN/m 2 1 kpa = 10-2 kgf/cm 2 atm = 1,0132 bar bar= 10 5 N/m 2 1 atm = N/m~ = 101,325 kpa atm = 1,033 kgflcm 2 = 4,7 psi 1 kpa = 10-1 m de C. A. atm = 10 5 Pa atm = 10,33 m de C.A. 1 atm = 34ft de C. A. 1 m de C.A. = 10 4 Pa = 1 dbar Diversos CFM ~ 0,0283 MCM 1 CFM ~ 1,698 mlh ~ 1,7 MCH LC ~.?_LF C ~.?_(F- 32) FPM = 5,08 w-~ mls 1 BTU/h ftf ~ 1,488 kcal/h mc 1 FPM ~ 0,3048 MPM 1 m-jh = 1 GPM X 0, pol. = 2,54 cm 1 m = 3,28 pés 1 pé = 0,3048 m

316 EQUVALJlNClA ENTRE AB UNDADES DO SiSTEMA lngljis E DO SSTEMA NTERNACONAL DE UNDADES (S) m 2 = 10,76 pés quadrados m 2 = polegadas quadradas pé 2 = 0,093 m 2 1 m 3 = 35,31 pés cúbicos A= MCM MPM MCM = vazão em m 3 /min MPM = velocidade em rn!min A=l44XCFM FPM d = 4 X área em polegada quadrada d = diâmetro em polegadas área em polegada quadrada = área em m 2 X r ~ 3,1416

317 CAP CAP CAP.3 Algumas temperaturas (K) Comparação da~ c~calas termométricas entre graus Celsius ( 0 C) e graus Fahrenheit ( F) Valorc~ de c, 1 para alguns sólido~ à pressão de l atm Condutividadc~ térmicas em kcalls m C- K Entalpia do vapor saturado seco em função da temperatura... Compa1 ação entre propriedade~... Varia\ÕC~ típica~ de desempenho do HFC-134a vs. CFC Considcraçõc.~ ~obre compatibilidade química ntensidade da radiação solar di reta com céu claro até 300m do nível do mar em W/m CoiTCl.;ÕCs percentuais da Tabela 1.9 para altitudes locais maiores que 300m ntensidade de radiação solar extraterrestre em W/m 2 e relativos ao dia de cada mêsano-ba~e Cocfici..:ntes de 1ransmissão térmica para vidros e similares.... Coeficicnt..:s de: transmis~ão e absorção através de vidros Temperaturas c umidades relativas em função da permanência CondiçllC~ externas recomendadas para verão ( C) Condiç( lc~ externas recomendadas para inverno CondiÇ!Cs de confmto para verão... Condições de conforto para inverno Nívci~ de ruído de uma instalação... Estimativa do nlimero de pes~oas por recinto Coeficiente de transmi~são de calor dos materiais de construção Diferencial de temperatura usado nos projetas- DT- baseado na diferença de 9.4 C entre a temperatura externa e o recinto condicionado Coeficientes glohais de transmissão de calor U em kcallh m 2 C para janelas c paredes Percentual de energia radiante em função da cor Coeficiente~ de transmissão do calor solar através de vidros (falar solar) Acréscimo ao diferencial de temperatura- D.t em "F e em "C Coeficiente global de transmissão de calor U para os dutos em BTU/h por pé quadrado de área lateral e em kcallh m "C de área lateral Calor liberado pelas pessoas Ganho de calor cm watts por HP para motores elétricos Valores recomendados para consumo de energia elétrica para iluminação Ganho de calor devido ao gás Carga térmica devida às tubulações quentes em watts por metro linear (temperatura do recinto: 26 C) Trocas de ar por hora nos recinto~ lnfiltrar,.ão de nr exterior Ar ex1erior para ventilação Propriedades da~ misturas do ar c vapor de água saturado à pressão atmosférica normal (29.92 polegadas ou 76 cm de mercluio) Estimattva de carga térmica de verão

318 RELAÇÃO DAS TABELAS E QUADROS Fatores para o cálculo da carga térmica Folha de cálculo da Philco para levantamento de carga térmica em kcal/h Quadro 3.1 Estimativa rápida de carga térmica- Self-contained CAP Exemplo do sistema de cálculo de dutos Bitolas de chapas recomendadas na fabricação dos dutos nos sistemas de baixa pressão- NBR Distância entre grelhas, em metros, em função do jato Seleção de aerofuses Vazão de ar máxima por difusor Pressão em função da velocidade CAP.S CAP Velocidades máximas de saída do ar. Velocidades periféricas para ventiladores... Pressões barométricas em várias altitudes com as densidades correspondentes Pressões estáticas em função da vazão e velocidade de ventiladores centrífugos... Tempo para a troca de ar Velocidades recomendadas para o ar Velocidades mínimas para captação de partículas em MPM... Velocidades recomendadas para o ar em m/min nos dutos de exaustores (Guide 1954)... Bitolas das chapas galvanizadas usadas na fabricação de dutos de exaustores (espessura das chapas de aço) Perda de carga em função de H Diâmetros recomendados e velocidades máximas nas tubulações de água (NBR -6401) Dados recomc:ndados para escolha de condensadores evaporativos CAP CAP.S Queda de pressão máxima entre o bulbo c a válvula de expansão.... Perda de pressão estática da linha de líquido e do distribuidor.... Sensação de resfriamento em função da velocidade do ar.... Efeito da redução de temperatura Dimensôes do resfriador evaporativo da Munters

319 CAP.\ Vista isométrica de uma instalação de ar condicionado com unidade compacta Esquema de um sistema aberto Barômctro de Torricelli... Manômetro de mercúrio Diagrama de pressões manométríca e absoluta Comparaçào entre as escalas de temperatura Kelvin, Celsius e Fahrenheit... Demonstração, feita por Joule, da equivalência entre trabalho mecânico e calor. Comparação entre calores específicos da água e da glicerina. Condução de calor.... Transmi~são de calor em placas paralelas Analogia com o circuito elétrico Exemplo Detenninw,:ão do trabalho Trabalho contra a gravidade Trabalho contra forças magnéticas Aplicação da 1. ki aos sistemas Restrições na aplicação da 1. lei a sistemas abertos Exemplol Ciclo de Carnot Ciclo re\erso de Carnot Desigualdade de.clausius Entropia e desordem Determinação do ponto de orvalho Psicrómetro giratório Temperatura de bulbo seco e bulbo úmido Saturação adiabática do ar Carta psicrométrica. (Por cortesia da Trane Air Conditioning) Uso da cana psicrométrica Carta psicrométrica. (Por cortesia da Trane A ir Conditioning) Exemplo Exemplo Exemplo Exe1nplo Exemplo Exemplo Exemplo Exemplo Cnrta psicrométrica c balanço energético Torre de arrefecimento Balanço térmico de um recinto Ciclo de refrigeração a compressão de vapor Diagrama pressão-entalpia para fréon Vista de um ciclo típico de refrigeração Condensador (detalhes) Sistema de compressão a vapor. Diagrama T-S Sistema de refrigeração por absorção: absorvente água e refrigerante amônia Sistema de refrigeração por ejeção de vapor Ângulo da altitude solar