UNIVERSIDADE DE CAXIAS DO SUL CENTRO DE CIÊNCIAS EXATAS E DA TECNOLOGIA CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA HENRIQUE ERNESTO PETRY

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1 UNIVERSIDADE DE CAXIAS DO SUL CENTRO DE CIÊNCIAS EXATAS E DA TECNOLOGIA CURSO DE ENGENHARIA MECÂNICA HENRIQUE ERNESTO PETRY ESTUDO PARA AUMENTO DE RENDIMENTO EM VENTILADORES CENTRÍFUGOS INDUSTRIAIS CAXIAS DO SUL 2015

2 HENRIQUE ERNESTO PETRY ESTUDO PARA AUMENTO DE RENDIMENTO EM VENTILADORES CENTRÍFUOS INDUSTRIAIS Trabalho de conclusão da disciplina de Estágio II (MEC0258) apresentado à Universidade de Caxias do Sul como pré-requisito parcial para a obtenção do título de Engenheiro Mecânico. Área de concentração: Máquinas de Fluídos Supervisor: Prof. Sérgio S. Kucera, Msc. Eng. CAXIAS DO SUL 2015

3 HENRIQUE ERNESTO PETRY ESTUDO PARA AUMENTO DE RENDIMENTO EM VENTILADORES INDUSTRIAIS Trabalho de conclusão da disciplina de estágio 2 (MEC0258) apresentado à Universidade de Caxias do Sul como pré-requisito parcial para a obtenção do título de Engenheiro Mecânico. Área de concentração: Máquinas de Fluídos

4 LISTA DE FIGURAS Figura 1 - Ventilador com escoamento radial Figura 2 - Campos de aplicação das máquinas de fluído Figura 3 - Triângulos de velocidades Figura 4 - Composição da corrente de passagem com vórtice relativo Figura 5 - Redução da componente tangencial da velocidade absoluta Figura 6 - Curva característica de um turbo compressor Figura 7 - Determinação do FEG Figura 8 - Faixas de seleção Figura 9 - Definição de montagem da bancada de medição Figura 10 - Projeto básico da bancada conforme AMCA Figura 11 - Especificação da colmeia Figura 12 - Posicionamento dos pontos de medição Figura 13 - Especificação básica do posicionador do pitot Figura 14 - Especificação básica da válvula cônica Figura 15 - Tomadas de medição total, estática e o manômetro diferencial Figura 16 - Amperímetro fixo em uma das fases do motor de acionamento Figura 17 - Painel elétrico com inversor de frequência Figura 18 - Ventilador de referência pronto para medição Figura 19 - Gráfico do ventilador de referência Figura 20 - Vista frontal e lateral do rotor de referência Figura 21 - Vista frontal e lateral do rotor protótipo Figura 22 - Rotor protótipo durante processo de fabricação Figura 23 - Rotor protótipo montado na evoluta de referência Figura 24 - Ventilador com rotor protótipo na bancada de medição... 39

5 Figura 25 - Gráfico do rotor proposto Figura 26 - Gráfico comparativo das curvas do rotor de referência e proposto... 41

6 LISTA DE TABELAS Tabela 1 - Dados geométricos do rotor de referência Tabela 2 - Definição dos rendimentos do ventilador de referência Tabela 3 - Dados geométricos do rotor de protótipo Tabela 4 - Definição dos rendimentos do ventilador com rotor protótipo Tabela 5 - Cálculo do fator de deficiência de potência Tabela 6 - Relação dos fatores de deficiência de potência Tabela 7 - Dados levantados do gráfico figura Tabela 8 - Dados levantados do gráfico figura

7 LISTA DE SÍMBOLOS A b c D n qa n N P e P s P t P v Q S u V w Y Área [m²] Largura do rotor no ponto específico [m] Velocidade absoluta da corrente fluída no ponto específico [m/s] Diâmetro do ponto específico [m] Velocidade de rotação específica [adimensional] Giro do ventilador [rpm] Número de pás [adimensional] Potência no eixo de acionamento do motor [w] Pressão estática no ponto especificado [Pa] Pressão total no ponto especificado [Pa] Pressão dinâmica no ponto especificado [Pa] Vazão [m³/s] Momento estático da seção meridiana do canal em relação ao eixo do rotor [m] Velocidade tangencial do referido ponto no rotor [m/s] Velocidade no ponto especificado [m/s] Velocidade relativa da corrente fluída em relação ao rotor [m/s] Trabalho específico [J/kg] β Ângulo entre a pá e a tangente do rotor no ponto específico [º] η ρ Rendimento [adimensional] Massa específica do fluído [kg/m³] Fator de deficiência de potência [adimensional]

8 SUMÁRIO RESUMO ABSTRACT INTRODUÇÃO APRESENTAÇÃO DA EMPRESA E AMBIENTE DE ESTÁGIO JUSTIFICATIVA OBJETIVOS Objetivo geral Objetivos específicos REVISÃO BIBLIOGRÁFICA DEFINIÇÕES MÁQUINAS DE FLUÍDO Triângulo das velocidades Equação fundamental das máquinas de fluído Velocidade de rotação específica Perdas e rendimentos Classificação da eficiência energética para ventiladores Determinação do ponto de utilização de um ventilador centrífugo IMPLEMENTAÇÃO MÉTODO DE MEDIÇÃO MONTAGEM DA BANCADA DE MEDIÇÃO Colmeia Posicionador da tomada de medição total Válvula cônica MÉTODO DE MEDIÇÃO RESULTADOS E DISCUSSÃO ANALISE DOS RENDIMENTOS DO VENTILADOR DE REFERÊNCIA CÁLCULO DO ROTOR PROTÓTIPO MEDIÇÃO DO ROTOR PROTÓTIPO AVALIAÇÃO DA DIFERENÇA DOS RENDIMENTOS PARCIAIS CONCLUSÃO REFERÊNCIAS APÊNDICE I... 46

9 RESUMO Este trabalho tem como propósito aumentar o rendimento de uma máquina de fluxo amplamente utilizada o ventilador centrífugo revisando a metodologia de cálculo do rotor e dos rendimentos. Como se tratam de várias variáveis envolvidas o estudo propôs a alteração geométrica do rotor, principalmente dos ângulos das pás na entrada e saída do rotor, mantendo seu diâmetro externo, a evoluta do ventilador de referência e o giro de operação. Além da parte teórica, também serão realizados ensaios de medição do ventilador de referência e do protótipo proposto, com detalhes da norma AMCA 210 (1999), a fim de validar os resultados. Com o comparativo entre os rotores ensaiados, o de referência e o proposto, foram possíveis observar o aumento de rendimento total e as variações dos rendimentos parciais. Pode-se observar o comportamento dos ventiladores em vários pontos operacionais, validando sua ampla gama de aplicação. Palavras-chave: Ventilador. Rotor. Aumento do rendimento máquina de fluxo.

10 ABSTRACT This work aims to increase the yield of a widely used flow machine - the centrifugal fan - reviewing the rotor calculation methodology and income. As these are several variables involved the study proposed the geometric rotor change, especially the angles of the blades in and out of the rotor, keeping its outside diameter, the evolute of the reference fan and the operation of spin. In the theoretical part, also be carried out measurement of the reference fan testing and the proposed prototype, with details of the AMCA standard 210 (1999), to validate the results. With the comparison between the tested rotors, the reference and the proposed have been possible to observe the increase in total income and variations in Partial proceeds. One can observe the behavior of the fans in various operating points, validating its wide range of application. Keywords: Fan. Rotor. Increased income flow machine.

11 8 1 INTRODUÇÃO A movimentação ou transporte de um fluído sempre foi um grande desafio a ser vencido no desenvolvimento da humanidade. Grandes sistemas de irrigação foram implementados desde a Mesopotâmia, há cerca de 3000 a.c., assim como sistemas de distribuição de água potável e recolhimento de dejetos na Roma Antiga. Além da água, outro fluído extremamente presente no cotidiano é o ar. Às vezes, não se da à devida importância a ele, mas sistemas de movimentação do ar são empregados nas indústrias de todas as formas, seja para o conforto térmico, exaustão de poluentes, recirculação de gases em processos, entre outros. Umas das principais máquinas de fluído utilizadas para a movimentação do ar é o ventilador, utilizado pelo homem há muito tempo para diversas aplicações. Seguem abaixo alguns momentos da evolução tecnológica dos ventiladores: 1863: James Howden introduz um sistema de tiragem forçada mecânica para fornalhas, em que se utiliza um ventilador de fluxo axial acionado por uma turbina a vapor; 1867: Benjamin Franklin Sturtevant patenteia um ventilador rotativo de exaustão; 1868: A BF Sturtevant Co foi pioneira no emprego de ventiladores com tiragem mecânica, para ventilação na indústria marítima, quando seus ventiladores foram instalados no navio USS Aliance ; 1882: James Howden patenteia o Sistema Howden de Tiragem Forçada, que combina a tiragem forçada com a transferência de calor dos gases resultantes da combustão, para o ar admitido; 1898: Samuel Davidson inventa o ventilador centrífugo com pás voltadas para frente, denominado sirocco ; 1914: A Buffalo Forge publica a primeira edição de Engenharia de Ventiladores, a obra padrão de referência para a indústria de movimentação de ar e gases da época; 1924: A BF Sturtevant inventa o ventilador centrífugo de pás inclinadas para trás;

12 9 Na década de 1940, os irmãos Stork desenvolvem o ventilador centrífugo de pás de aerofólio. O trabalho em conjunto com a Howden aumenta a eficiência desses ventiladores para até 90%; e 1982: A Howden providencia a primeira turbina eólica da indústria de fornecimento de energia do Reino Unido. Como se verifica, ventiladores são utilizados pelo homem, aproximadamente da mesma forma, desde que Georgius Agricola descreveu sua aplicação para ventilar minas em 1556 CERMAK (2013). Porém, apenas em 2007 iniciou-se uma discussão relacionada aos níveis mínimos de eficiência. Uma das grandes áreas de aplicação é sistemas de ventilação e conforto térmico, em edifícios, onde, conforme BRENDEL (2012), nos EUA estes sistemas consomem a maior parte da energia total de um edifício comercial, e representa aproximadamente o consumo de 225 milhões de barris de petróleo em geração de energia. Além da sua escassez, a energia representa sempre um custo elevado em qualquer aplicação, impactando na visão de quem adquire máquinas com potências instaladas elevadas. Tudo depende da aplicação, mas sempre devem ser aplicadas máquinas com melhores rendimentos, pois elas representam um retorno de valor ao longo de toda a sua vida útil. 1.1 APRESENTAÇÃO DA EMPRESA E AMBIENTE DE ESTÁGIO A empresa onde se realizou este estudo nasceu em 2001, com a denominação de Euroair Brasil, a qual se destaca no mercado como fabricante de sistemas de exaustão e retenção de poluentes atmosféricos e ventiladores, agregando conhecimento e experiências internacionais ao setor ambiental. A empresa surgiu a partir da O.M.A.R. SRL, sediada em Treviso, Itália, com experiência na fabricação de equipamentos desde Atualmente, está instalada na cidade de Caxias do Sul, em uma área de 5.400m² construídos, atendendo a todo o mercado nacional. A Euroair Brasil surgiu da ideia de trabalhar para a resolução do saneamento dos ambientes de trabalho e é, hoje, uma das líderes no ramo de Aspiração Industrial. A introdução dos preceitos automáticos de gerenciamento de sistemas, por meio de PLC, bem como os inversores de frequência e interfaces de

13 10 monitoramento contínuo, tornou possível à Euroair Brasil garantir a conformidade dos sistemas de exaustão e retenção industrial abaixo dos limites normativos. Ela tem como principais clientes empresas do ramo metal mecânico, fundições, químico, alimentício, fertilizantes, agrícola, usinas de asfalto, entre outros. O presente trabalho foi desenvolvido, juntamente com as engenharias de produto e comercial da Empresa, com o propósito de aprimorar a qualidade dos equipamentos fornecidos aos clientes. 1.2 JUSTIFICATIVA O nível de informação gerada a cada segundo no mundo é imensurável. E, justamente pela geração tão rápida, já fica ultrapassada em períodos irrisórios. Da mesma forma, é a concorrência em empresas do mesmo setor, disputando o mercado, onde diferenciais competitivos cada vez mais passam a ser padrões para o setor, ou seja, todos os concorrentes entregam o mesmo produto. Sob essa nova ótica, verdadeiros diferenciais de produtos demandam estudo e tempo para serem implementados. Então, este trabalho busca uma forma de entregar à Empresa formas de aperfeiçoar seu principal produto que são os ventiladores com foco no aumento do rendimento. Cabe, ainda, destacar o empenho mundial em definir métricas internacionais padronizadas de definição de rendimento de ventiladores, como a AMCA 205 Classificação de Eficiência Energética em Ventiladores, que servirá, em um futuro próximo, para normatizar níveis mínimos de rendimento de ventiladores. Logo, ventiladores são máquinas volumétricas, projetadas para bons rendimentos, em sua maioria, mas em uma determinada faixa de aplicação. Fora dela, o rendimento cai a níveis muito baixos, podendo ser inferior a 50%. Em suma, este trabalho busca aprimorar o rendimento dos ventiladores fabricados pela Euroair, em um modelo de referência. Os objetivos deste trabalho destacam-se na perspectiva de a Empresa ser líder em tecnologia ambiental, com inovações constantes.

14 OBJETIVOS abaixo. Para o desenvolvimento do trabalho foram definidos os objetivos destacados Objetivo geral Avaliar a influência de parâmetros construtivos do rotor de um ventilador no seu rendimento Objetivos específicos Em acordo com o objetivo geral, listam-se abaixo os objetivos específicos que servem como caminho para a obtenção dos resultados esperados: revisar bibliografia pertinente; estimar analiticamente a influência de parâmetros do rotor no rendimento do ventilador; fabricar o túnel de medição para ventiladores conforme norma específica; realizar medições do rendimento do ventilador de referência; ajustar o projeto do rotor para melhoria do rendimento; fabricar novo rotor e avaliar seu rendimento; e comparar os dados obtidos.

15 12 2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA 2.1 DEFINIÇÕES Conforme Fox e Mcdonald (2010), fluído é uma substância que se deforma continuamente sob a aplicação de qualquer tensão de cisalhamento (tangencial), e normalmente se apresentam nos estados líquido ou gasoso da matéria. Bons exemplos de fluídos são o ar e a água. Além disso, segundo Henn (2006), Máquina de Fluído é um equipamento que promove a troca de energia entre um sistema mecânico e um fluído. Ainda na visão do autor, essas máquinas são dividas também em dois grandes grupos conforme sua aplicação: motoras e geradoras. Máquina de fluído motora recebe o trabalho do fluído e o transforma em trabalho mecânico, já máquina de fluído geradora transforma o trabalho mecânico em energia para o fluído. Avaliando em termos de energia, HENN (2006), especifica que nas máquinas motores a energia do fluído diminui na sua passagem, e nas geradoras, aumenta. 2.2 MÁQUINAS DE FLUÍDO Alguns exemplos de máquinas de fluído motoras são turbinas hidráulicas e a vapor. Como exemplo de máquinas de fluído geradoras encontram-se os ventiladores e bombas centrífugas. Na Figura 1, observa-se o detalhe do rotor e a carcaça de um ventilador, denominada neste trabalho como evoluta. Figura 1 Ventilador com escoamento radial Fonte: Munson, Young, Okiishi (2005).

16 13 O rotor é o componente que realiza a transformação de energia mecânica em energia de fluído. É constituído por um número de pás giratórias que dividem o espaço em canais, por onde o fluído trabalha. É importante destacar que o mercado de aplicação das máquinas de fluído é gigantesco. Conforme FOX e MACDONALD (2010), Estima-se que apenas as bombas centrífugas industriais consumam 5% de toda a energia produzida nos EUA. O campo de aplicação dos diferentes tipos de máquinas de fluído é tão amplo e sujeito a regiões de sobreposição, que, muitas vezes torna-se difícil definir qual a melhor máquina para determinada aplicação, por exemplo, no caso de bombas e compressores. (HENN, 2006). Na Figura 2, é possível visualizar os diversos campos de aplicações das máquinas de fluído e observar a faixa de utilização dos ventiladores centrífugos, onde a diferença de pressão (ΔP) é da ordem de 10 a 10³ mmca, e a vazão (Q) de fluído varia de 1 a m³/h. Figura 2 Campos de aplicação de Máquinas de fluído Fonte: Henn (2006).

17 14 Enfim, cabe mencionar que entre as aplicações da movimentação de fluído fornecida por essas máquinas estão: ventilação, exaustão, conforto térmico, transporte de materiais em fase diluída, recirculação de gases, insuflamento de ar de combustão, entre outros Triângulo das velocidades A equação (1), que rege geometricamente os rotores, é conhecida como triângulo das velocidades, e relaciona o movimento relativo e o absoluto das partículas fluídas que percorrem o rotor com o giro aplicado, como se verá a seguir. (1) Onde: = Velocidade absoluta da corrente fluída [m/s]; = Velocidade relativa da corrente fluída em relação ao rotor [m/s]; = Velocidade tangencial do referido ponto do rotor [m/s]. O triângulo é aplicado na entrada e na saída do rotor, nos quais os ângulos formados entre os vetores e, são conhecidos como β 4 e β 5, para a entrada e saída, respectivamente. A representação gráfica dos triângulos das velocidades é ilustrada na Figura 3, aplicada a um rotor centrífugo de pás viradas para trás. Figura 3 Triângulo das Velocidades Fonte: Cortesia Euroair Brasil Ltda.

18 Equação fundamental das máquinas de fluído A equação fundamental das máquinas de fluído também é conhecida como equação de Euler, em homenagem ao cientista suíço que a formulou no século XVIII. A equação (2) se destaca apenas para utilização em máquinas de fluído geradoras, como se verifica a seguir. (2) Onde: = Trabalho específico ideal, fornecido pelas pás do rotor ao fluído, considerando número infinito de pás [J/kg]; = Velocidade tangencial de um ponto na entrada do rotor [m/s]; = Componente tangencial da velocidade absoluta do fluxo na entrada do rotor [m/s]; = Velocidade tangencial de um ponto na saída do rotor [m/s]; = Componente tangencial da velocidade absoluta do fluído na saída do rotor [m/s]. Obviamente, a equação (2) destacada considera uma máquina geradora centrífuga ideal, sem perdas energéticas. Nesse sentido, conforme (HENN, 2006) parte-se da suposição de uma máquina ideal, na qual o escoamento é unidimensional, congruente com as pás, sem atrito e com fluxo de massa constante. Assim, o objetivo básico da equação é mostrar que o trabalho empregado ao fluído é a diferença das velocidades de entrada e saída do rotor, e suas componentes tangenciais geradas pelo ângulo de curvatura das pás Influência do número de pás na energia do rotor Os cálculos mais básicos de rotores de máquinas de fluxo consideram que a corrente fluída que passa pelo rotor é unidimensional, e que ele possui um número infinito de pás, infinitamente próximas e de espessura infinitesimal. Ou seja, cada partícula está sendo carregada por uma pá que impede outros fluxos, vórtices e interações com as partículas próximas. Essas condições fogem muito à realidade,

19 16 na qual as pás de rotores têm um número finito e, além disso, certa espessura, que influencia o triângulo das velocidades na entrada e saída dos rotores. Nesse sentido, em um rotor real com número finito de pás, há a geração de vórtices relativos dentro da corrente fluída, entre as pás. Ou seja, uma parte do fluído mantém sua trajetória e linha de fluxo idêntica ao momento que entra no rotor; porém, como ele está girando, de um ponto de vista externo (relativo), o fluxo apresenta um giro relativo contrário à rotação do rotor. É possível visualizar a composição da corrente na Figura 4. Figura 4 Composição da corrente de passagem com o vórtice relativo Fonte: Henn (2006). Assim, na face de ataque existirá uma maior pressão, enquanto no dorso da pá existirá uma menor pressão. Este fenômeno provoca a diminuição da velocidade relativa na saída, gerando um novo ângulo denominado β 6, menor que β 5. Este fenômeno está destacado na Figura 5, para diferentes ângulos β de entrada e saída. Figura 5 Redução da componente tangencial da velocidade absoluta Fonte: Henn (2006).

20 17 Pode-se então reescrever a fórmula de Euler substituindo por, que será menor, e representa a componente tangencial da velocidade absoluta da corrente fluída imediatamente após o rotor, em uma região em que o fluxo já está uniformizado. Conforme HENN (2006), a principal alteração da viscosidade do fluído ocorre justamente em máquinas de fluído geradoras, como ventiladores, objeto deste estudo, e devem ser corrigidos através do fator de deficiência de potência, para evitar que os resultados obtidos se afastem muito da realidade. Então, através do fator de deficiência é possível calcular o número finito de pás que geram o vórtice relativo e o atrito gerado pela viscosidade do fluído, a nova componente. Na equação (3), destaca-se o fator de deficiência de potência. (3) Onde: = Fator de deficiência de potência [adimensional]; = Trabalho específico ideal, fornecido pelas pás do rotor ao fluído, considerando número infinito de pás [J/kg]; = Trabalho disponível [J/kg]. Convém mencionar que este cálculo teórico é complicado, podendo distorcer muito a realidade, porém utiliza-se o método aproximado definido por ECK (1973), que possui aplicação mais simples e fornecem resultados mais próximos da realidade que métodos complexos. (HENN, 2006). Na equação (4) pode-se definir o fator de deficiência de potência. (4) Onde: = Diâmetro de saída do rotor [m]; = Largura da saída do rotor [m];

21 18 = Momento estático da seção meridiana do canal em relação ao eixo do rotor [m]; = Número de pás do rotor [adimensional]; = Ângulo de inclinação das pás na saída do rotor [º] Velocidade de rotação específica A velocidade de rotação específica é uma grandeza adimensional biunitária, que se mantém constante para máquinas de fluxo semelhantes, onde seu valor representa a velocidade de rotação de uma máquina de fluxo semelhante, mas, dimensionada para um salto energético específico de 1 J/kg e uma vazão de 1 m³/h, define HEEN (2006). É uma grandeza muito importante, pois relaciona o giro do ventilador com sua pressão e vazão e está definida na equação (5), abaixo: (5) Onde: = Velocidade de rotação específica [adimensional]; = Giro do rotor [rpm]; = Vazão [m³/s]; = Salto Energético [J/kg]; Perdas e rendimentos. Nesta etapa destacamos os tipos de rendimentos, suas causas e influencias, e formas de quantifica-los. Conforme HENN (2006) a energia não pode ser criada ou destruída, apenas transformada. Então as perdas são processos irreversíveis onde a energia mecânica transforma-se em energia menos nobres, como calor, energia interna ou atrito. Dessa forma, destacando a aplicação de um motor elétrico para acionamento de um ventilador, a potência consumida por ele é a soma das potências necessária para realizar o trabalho no fluído com a dissipada nas perdas. Em algumas situações, tais perdas são economicamente inviáveis de serem anuladas, devido ao próprio equipamento, técnicas de fabricação, folgas de

22 19 montagem, impossibilidade de medição, entre outros motivos. Basicamente, a equação (6) define o rendimento total de uma máquina de fluxo geradora. (6) Onde: = Rendimento total da máquina [adimensional]; = Vazão [m³/s]; = Trabalho específico [J/kg]; = Massa específica do fluído [kg/m³]; = Potência do eixo da bomba [W]. Com estas cinco variáveis é possível levantar todas as informações relativas à operação de qualquer ventilador, normalmente disponibilizados pelo fabricante através das curvas características, ilustrada na figura 6. Figura 6 Curva característica de um ventilador Fonte:

23 20 As normas definem que essa curva característica só pode ser obtida através de ensaios experimentais, nos quais são medidos os valores de vazão do fluído, pressão estática e potência demandada, e calcula-se do rendimento. Para tanto, os equipamentos devem ser montados em bancadas de testes apropriadas e operados sob determinadas condições ambientais específicas tomadas como referência. Os principais métodos utilizados para determinar experimentalmente as características dos ventiladores são: a) o estabelecido pela AMCA Air Movign and Conditions Association; b) do caixão retangular de grandes proporções, adotado na Europa; c) do caixão reduzido, caracterizado pela norma francesa NF de No entanto, fica clara a dificuldade de quantificar os tipos de rendimentos parciais de forma isolada. Nos próprios métodos de ensaio da curva característica, só é possível conseguir o rendimento total. A equação (7) relaciona o este rendimento com todas as fontes de perda. (7) Onde, todos adimensionais: = rendimento total; = rendimento hidráulico; = rendimento volumétrico; = rendimento de atrito de disco; = rendimento mecânico. Todos os rendimentos são adimensionais. Destaca-se que podem variar em faixas amplas de valores, dependendo das dimensões das máquinas, tipo de construção adotado, e outros fatores que são destacados na discussão a seguir. Entretanto os rendimentos apresentados apenas servem como referência qualitativa para as perdas, devido às dificuldades de medições individuais.

24 Rendimento Hidráulico. Segundo HENN (2006) as perdas hidráulicas originam-se do atrito do fluído com as paredes dos canais do rotor e do sistema diretor, da dissipação de energia por mudança brusca de direção e, também, pelo choque do fluído contra o bordo de ataque das pás. A equação (8) define o rendimento hidráulico como a razão entre o salto energético específico do fluído e a energia disponível no rotor real para este fim. (8) Onde: = trabalho específico efetivamente recebido pelo fluído [J/kg]; = trabalho disponível [J/kg] Rendimento Volumétrico. O rendimento volumétrico é definido pela razão entre a vazão gerada pelo rotor e a vazão perdida entre as folgas das partes móveis, confome LINSINGEN (2003). Assim define-se rendimento volumétrico pela equação (9), para uma máquina de fluxo geradora. (9) Onde: = Vazão [m³/s]; = Vazão nas folgas [m³/s]. Como se verificam, as fugas do fluído ocorrem através de diversas folgas existentes entre as partes móveis da máquina, mais precisamente entre o rotor e o bocal de entrada.

25 Rendimento pelo atrito de disco. As perdas por atrito de disco tem referência no atrito viscoso entre o fluído e as partes móveis do ventilador que não participam da troca de energia. Nos ventiladores o rendimento de atrito de disco costuma ficar compreendido entre 0,98 e 0,99, diminuindo para rotores de velocidade de rotação específica muito baixa. (HENN, 2006) Rendimento Mecânico. Envolve as perdas oriundas da transmissão da potência entre o motor de acionamento e o rotor. Tanto para bombas como para ventiladores o rendimento mecânico diminui no caso de transmissão por polias e correias. (HENN, 2006). Por isto normalmente ventilador tem acionamento direto Classificação da eficiência energética para ventiladores. Apesar de todo o consumo de energia elétrica mundial em sistemas de ventilação e conforto térmico para mencionar um dos campos de aplicação dos ventiladores eles nunca tiveram padrões de eficiência energética. Devido à crescente demanda e custo da energia elétrica, em 2010, foi publicada a AMCA 205: Classificação de eficiência energética em ventiladores, e sua revisão 2012 é credenciada pela ANSI. Internacionalmente, o mundo mostra-se preocupado com esses padrões, de forma que algumas normas anteriores, como a ASHARE 90.1: Energia padrão para Edifícios Exceto Pequenos Residenciais especificava que o rendimento mínimo dos ventiladores utilizados em sistemas de ventilação e conforto térmico deveria ser de 65%. Porém, ela tornou-se pouco aplicável, pois ventiladores muito pequenos não chegam a esses parâmetros. Ivanovich (2014) explica o que houve: A AMCA 205 tem dois elementoschave. Primeiro, ele define uma nova métrica de eficiência, chamado Grau de Eficiência do Ventilador (FEG). Ou seja, relaciona o tamanho do rotor com a eficiência total do ventilador e determina o nível da FEG. Para ilustrar o processo, a Figura 7 mostra como isso ocorre, isto é, a determinação do FEG.

26 23 Figura 7 Determinação do FEG Fonte: Tradução de AMCA (205:2012). É possível observar o rendimento em função ao diâmetro do rotor. Um rotor de 500 mm e eficiência total de 64 % por exemplo, é classificado com FEG71; considerando um rendimento bom. Por outro lado, pela ASHARE 90.1 original ele não poderia ser utilizado. Porém a revisão de 2013 desta norma, passou a utilizar a métrica FEG como padrão para evitar esse tipo de problema Determinação do ponto de utilização de um ventilador centrífugo. A segunda determinação impactante da AMCA 205 refere-se ao ponto de utilização, evidenciando que mesmo um ventilador de alto rendimento, se empregado em um ponto de utilização errado, não terá um bom rendimento. Segundo (IVANOVICH, 2014) AMCA 205 estipula que os ventiladores devem ser dimensionados/selecionados para operar dentro de 15 pontos percentuais do total de eficiência nominal de pico do ventilador. Na Figura 8, tem-se o exemplo dos limites determinados na curva de eficiência de um ventilador FEG 85 definindo os pontos máximos de seleção.

27 24 Figura 8 Faixas de Seleção Fonte: Tradução de Brendel (2012).

28 25 3 IMPLEMENTAÇÃO No desenvolvimento deste trabalho foi realizado o estudo com um ventilador de referência, sendo de uma das linhas fabricadas pela Euroair Brasil, denominado atualmente pelo nome comercial de OMEUd 901, com acoplamento direto entre o rotor e um motor de 60 CV, 4 polos, 1770 rpm. Nesta condição opera na faixa de vazão 5 m³/s a 12 m³/s, diferença de pressões totais entre 3 kpa à 5 kpa e atualmente se encontra na classificação FEG 67. Suas dimensões principais encontram-se no apêndice I. O referido ventilador será ensaiado com a bancada de medição que segue a norma AMCA 210 (1999). Com base na bibliografia levantada até aqui, serão avaliados os pontos de melhorias e especificações geométricas a fim de se aumentar o rendimento. Posteriormente, será fabricado um novo rotor implementando os novos dados construtivos como β 4 e β 5, por exemplo, mantendo o diâmetro principal do rotor, observando restrições de montagem na mesma evoluta, limitando as possibilidades de alterações na largura do rotor. Com isso, objetiva-se chegar ao melhor rendimento teórico possível para o referido modelo de ventilador, de forma que possa ser classificado como FEG71 ou FEG75. A checagem dos resultados será feita por meio de ensaio do protótipo, contemplando as características construtivas definitivas. A seguir apresenta-se o método de medição, destacando todas as grandezas que podem ser calculadas a partir da medição na bancada. 3.1 MÉTODO DE MEDIÇÃO Para conseguir realizar o trabalho, são necessárias medições da vazão, pressão e rendimento do ventilador, de forma a calcular o rendimento total, conforme equação 3, já especificada anteriormente. Essas medições serão realizadas através da norma AMCA 210 (1999) Métodos Laboratoriais de ensaio de desempenho de ventiladores, em uma bancada fabricada na empresa e implementada na área de balanceamento da Euroair Brasil Ltda. Segue Figura 9, onde é apresentada a imagem especificada na norma que mostra as relações geométricas da bancada, os pontos de medição, bem como as equações padronizadas para a obtenção dos resultados.

29 26 Figura 9 Definição de montagem da bancada para medição Fonte: Tradução de AMCA 210, (1999). As medições são realizadas no plano PL.3 especificado acima, onde são medidas as pressões dinâmica Pv3r e estática Ps3r em vários pontos. Com a medição de ambas as pressões define-se a pressão total. A pressão dinâmica representa a velocidade do ar, e através do diâmetro D3, calcula-se a área, e consequentemente a vazão de fluído. Com as informações de vazão, pressão total e potência de eixo, define-se o rendimento total do ventilador. Todas as equações para definição de vazão, pressão, densidade do fluído estão definidos na norma AMCA 210 (1999). 3.2 MONTAGEM DA BANCADA DE MEDIÇÃO A bancada conforme AMCA 210 (1999) é um túnel com três dispositivos específicos, denominados colmeia, posicionador tubo de pitot, e válvula cônica, além do próprio duto que compõe o caminho do fluído. Com a faixa vazão anteriormente especificada, foi definido um túnel com ø900mm, resultando em velocidades internas de 7m/s a 18,5m/s, para uma medição dentro da faixa atual de vazão do ventilador. Os dispositivos especificados na norma tem referência geométrica ao diâmetro principal, menos a válvula cônica que na norma é apenas ilustrativa. Na Figura 10, visualiza-se toda a bancada e, na sequência, os dispositivos são apresentados e discutidos.

30 27 Figura 10 Projeto básico da bancada conforme AMCA 210 Fonte: Cortesia Euroair Brasil Colmeia Trata-se de um dispositivo muito importante para minimizar as componentes de velocidades tangenciais geradas pela entrada de ar, que dispersam a energia e geram medições incorretas. Na Figura 11, visualizam-se as referências geométricas em relação ao diâmetro principal do túnel. Figura 11 Especificação da colmeia, conforme AMCA 210 (1999) Fonte: AMCA 210 (1999). O comprimento da colmeia, conforme AMCA 210, equivale a 0,45D, a espessura das paredes são definidas como Y 3mm, a face de ataque do fluxo deve ser chanfrada em 1,3mm em cada lado. O mesmo será fabricado em chapas

31 28 de aço SAE 1008 espessura 3,0 mm. Sua posição, também definida pela norma, e mostrada na Figura 10, já foi anteriormente especificada Posicionador da tomada de medição total É interessante observar como a norma AMCA 210 (1999) especifica os locais corretos de posicionamento da tomada de medição total na parte interna do duto. Para garantir esta locação, será instalado no lado exterior do duto um gabarito. No tubo que realiza a medição da tomada de medição total terá um posicionador rígido, que fixo no gabarito externo posiciona a tomada interna no local especificado. Na Figura 12, está demonstrada a locação dos pontos de medição, e conforme já citado, a referência da localização é em relação ao diâmetro. Figura 12 Posicionamento dos pontos de medição Fonte: AMCA 210 (1999). Na Figura 13 é possível visualizar uma perspectiva, que mostra o dispositivo rígido para fixação da tomada de medição total, com os devidos pontos na parte externa, a fim de melhor ilustrar a aplicação.

32 29 Figura 13 Especificação básica do posicionador Fonte: Cortesia Euroair Brasil Válvula cônica A norma AMCA 210 (1999) especifica que, na entrada do fluxo, deve ser posicionada uma válvula cônica, a fim de restringir a entrada de ar e gerar a perda de carga para os diversos pontos de medição. A Figura 14 mostra a válvula cônica que será utilizada no túnel. Figura 14 Especificação básica da válvula cônica Fonte: Cortesia Euroair Brasil.

33 30 Como não há referência a medidas específicas na norma para a válvula, seu dimensionamento será feito estimando suas proporções pela imagem. 3.3 MÉTODO DE MEDIÇÃO Para a determinação do rendimento do ventilador é especificada a medição da vazão, pressão e potência consumida ao mesmo instante em cada ponto operacional. As pressões foram medidas nas tomadas de pressões totais e estáticas em cada ponto operacional. A diferença entre as duas define a pressão dinâmica, que especifica a velocidade do fluído no ponto medido, o que posterior define a vazão. Na figura 15 é possível observar as tomadas de medição total e estática. A definição de cada ponto operacional é realizada através do fechamento da válvula cônica, que gera a perda de carga inicial. Com o fechamento progressivo em cada medição a pressão vai aumentando e a velocidade diminuindo. Devido as condições ambientes, principalmente de temperatura, só é possível medir a pressão e velocidade uma vez por ponto, impossibilitando assim o cálculo da incerteza das medições. Figura 15 Tomadas de medição total, estática e o manômetro diferencial. Fonte: O autor (2015).

34 31 A medição das tomadas de pressão total e estática foi realizada através de um manômetro diferencial digital, marca Testo, modelo 506, de forma a visualizar a pressão dinâmica. Para medição da potência foi medida a corrente consumida pelo motor, e a tensão entre as fases, através de um alicate amperímetro Minipa, modelo ET-3200A. A corrente foi medida nas 3 fases e utilizada a corrente média no cálculo. Na figura 16 é possível observar o amperímetro em uma das fases com o ventilador em operação. Figura 16 Amperímetro fixo em uma das fases do motor de acionamento Fonte: O autor (2015). Na equação (10) pode-se definir a potência de eixo através da corrente e tensão medidas pelo Amperímetro durante a operação do ventilador. Onde: = Potência de eixo [w]; (10) = Tensão de linha [v]; = Corrente consumida [A];

35 32 = Ângulo de defasagem entre a tensão e a corrente de fase [adimensional]; = Rendimento [adimensional]; O e o do motor variam conforme a potência demanda e foram corrigidos de acordo com os gráficos definidos pelo fabricante do motor. A bancada será utilizada futuramente para medições e homologação de outros ventiladores, assim como confirmação dos pontos operacionais de ventiladores especiais solicitados pelos clientes. Para acionamento do motor elétrico foi utilizado um painel elétrico existente utilizado para realizar o balanceamento dinâmico dos ventiladores. O acionamento do motor é realizado através de um inversor de frequência da marca Siemens, para potências de até 110 kw, onde na figura 17 é possível visualizar o painel. Figura 17 Painel elétrico com inversor de frequência Fonte: O autor (2015)

36 33 4 RESULTADOS E DISCUSSÃO 4.1 ANALISE DOS RENDIMENTOS DO VENTILADOR DE REFERÊNCIA Através da medição do ventilador de referência na bancada construída é possível validar o rendimento total do ventilador de referência e sua classificação atual. Na figura 18 é observa-se o mesmo com o túnel de medição montado. Figura 18 Ventilador de referência pronto para medição Fonte: O autor (2015) O ventilador foi medido em diversos pontos operacionais a fim de definir a vazão e pressão em que ocorre o melhor rendimento. É necessária a medição em vários pontos operacionais, pois, além da relação entre a vazão e a pressão, ocorrem as perdas hidráulicas, definidas por E p (perdas por atrito, mudança de seção e direção no fluxo) e E pc (perdas por turbilhonamento). As perdas E p ocorrem em vazão elevada e as perdas E pc aumentam em proporção à pressão. O ponto operacional de maior rendimento é onde as perdas têm menor influência sobre a curva ideal. Estas perdas estão associadas ao rendimento volumétrico e hidráulico, onde os rendimentos englobam fatores a mais, como as perdas com a evoluta do ventilador. Item que não é objetivo deste estudo e motivo pelo qual durante as

37 34 medições foi utilizada a mesma evoluta. Desta forma, entende-se que a evoluta, assim como acionamento e motor elétrico, não foram variáveis nas medições e definições. As medições foram realizadas duas vezes, onde os pontos apresentados são a localização de todas as medidas. Na primeira etapa foi utilizado o método especificado na norma com as tomadas de pressão e medição através de manômetro. Na segunda medição foi utilizado um anemômetro para medição direta da velocidade do fluído, e a tomada de pressão estática com medição através do manômetro. Dois pontos mais extremos, um em cada medição foram descartados por incerteza nas medidas. A figura 19 apresenta a curva da pressão e do rendimento em função da vazão, onde o rendimento máximo ocorre entre dois pontos de medição, em uma única etapa da curva. Todos os dados que geraram o gráfico estão disponíveis no Apendice II. Figura 19 Gráfico do ventilador de referência

38 35 Pode-se observar que o maior rendimento apresenta-se entre o segundo e o terceiro ponto de medição. O segundo ponto representa uma vazão de 6,8 m³/s, uma pressão total de 3,96 kpa e um rendimento de 0,62, o terceiro ponto representa uma medição de vazão de 8,90 m³/s, uma pressão de 3,52 kpa e um rendimento de 0,64. Utilizando a curva característica levantada pode ser definido o pico de rendimento, através de uma avaliação geométrica, representado aproximadamente em uma vazão 7,9 m³/s e uma pressão de 3,7 kpa e um rendimento de 0,64, onde o rendimento está praticamente alinhado com o medido no terceiro ponto. Para um rotor com 900 mm de diâmetro externo, e rendimento de 0,64 o ventilador está na classificação FEG 67, conforme AMCA 210 (2012). Com o valor do rendimento total real é possível analisar o rendimento volumétrico e hidráulico. Conforme equação, o rendimento total é a multiplicação de todos os rendimentos sendo eles: hidráulico, volumétrico, atrito de disco e mecânico. O rendimento mecânico representa as perdas por acionamento. E devido ao acionamento direto do ventilador, ou seja, o rotor montado diretamente no eixo do motor, o rendimento mecânico foi arbitrado em 0,99. O rendimento de atrito de disco foi arbitrado em 0,98, pois é uma função principalmente da densidade, e representa valores maiores em bombas hidráulicas. As definições dos rendimentos hidráulico e volumétrico representam basicamente a razão entre os valores máximos calculados e os valores reais gerados pelo ventilador final. Então foi elaborada uma planilha, com base nas equações apresentadas, com o objetivo de calcular a vazão e pressão teórica, através da entrada da geometria já conhecida do rotor de referência. Na tabela 1 temos os dados geométricos do rotor de referência. Na figura 20 é possível visualizar o rotor do rotor de referência. Tabela 1 Dados geométricos do rotor de referência Diâmetro interno (D 4 ): 0,430 m Diâmetro externo (D 5 ): 0,901 m Ângulo Entrada (β 4 ): 30,7 º Ângulo Saída (β 5 ): 52,1 º Altura Entrada (b 4 ): 0,3 m Altura Saída (b 5 ): 0,238 m Rotação operação: 1770 rpm Espessura Pá: 0,005 m Número de pás: 8 µ: 0,84 Fonte: O autor (2015).

39 36 Figura 20 Vista frontal e lateral do rotor de referência Fonte: O autor (2015). Essa planilha tem como objetivo calcular a vazão e pressão teórica no maior rendimento possível. Na tabela 02 os dados de saída da planilha que apresentam os valores calculados de vazão e pressão. As saídas foram relacionadas com os valores medidos e foi possível calcular os rendimentos parciais do rotor. Tabela 2 Definição dos rendimentos do ventilador de referência Vazão Calculada: 9,03 m³/s Pressão Calculada: 5,740 kpa Vazão Medida: 7,90 m³/s Pressão Medida: 3,70 kpa ƞ v (volumétrico): 0,87 ƞ h (hidráulico): 0,64 ƞ a (atrito): 0,98 (1) ƞ m (mecânico): 0,99 (1) K (AMCA 210): 0,99 ƞ t (total): 0,54 Fonte: O autor (2015). (1) Valores arbitrados. Os valores foram arbitrados de acordo com a bibliografia anteriormente destacada e serão utilizados nos cálculos do rotor de referência e no protótipo. Pode-se observar que o rendimento total calculado e medido ficou muito diferente, não definindo desta forma os rendimentos parciais corretos. O fator K é definido pela AMCA 210 (1999), como coeficiente termodinâmico e utilizado para calcular o rendimento medido na bancada, portanto, aplicado novamente no calculado.

40 CÁLCULO DO ROTOR PROTÓTIPO Para aumento do rendimento do ventilador foram definidos: diminuição do β 4 (ângulo de entrada), aumento do µ (fator de deficiência de potência) e aumento do N qa (velocidade de rotação específica), todos os itens citados por HEEN (2006), como itens de aumento do rendimento. Como o rotor proposto foi montado na mesma evoluta não foi alterado o D 5 (diâmetro externo), e as alterações nas larguras b 4 e b 5, foram mínimas. Para diminuição do ângulo β 4, afim de manter entrada radial, foi alterado o D 4 de 430mm para 500mm, a largura de entrada b 4 também foi alterada de 300mm para 310mm e o β 4 ficou em 25º. O aumento do µ se deu através do aumento do número de pás de 8 para 14 e diminuição da largura b 5, que passou de 238mm para 200mm. O ângulo β 5 foi reduzido pois a pressão deveria diminuir, afim de aumentar o N qa. Os parâmetros encontrados ficaram dentro de valores de referência definidos na literatura. Na figura 21 pode-se observar o rotor proposto, com o grande aumento do numero de pás, e pode-se observar que o mesmo está sem pintura. A nova geometria proposta para o rotor esta definida na tabela 3, e a visualização do mesmo na figura 21. Figura 21 Vista frontal e lateral do rotor de referência Fonte: O autor (2015).

41 38 Tabela 3 Dados geométricos do rotor de protótipo Diâmetro interno (D 4 ): 0,500 m Diâmetro externo (D 5 ): 0,901 m Ângulo Entrada (β 4 ): 25 º Ângulo Saída (β 5 ): 35 º Altura Entrada (b 4 ): 0,31 m Altura Saída (b 5 ): 0,200 m Rotação operação: 1770 rpm Espessura Pá: 0,005 m Número de pás: 14 µ: 0,91 Fonte: O autor (2015) 4.3 MEDIÇÃO DO ROTOR PROTÓTIPO O rotor então foi projetado e fabricado com a geometria calculada. Na figura 22 é possível observar o novo rotor na bancada de fabricação. Pode-se observar o elevado número de pás com o intuito de elevar o fator de deficiência de potência. Figura 22 Rotor protótipo durante processo de fabricação Fonte: O autor (2015). Após o rotor de protótipo foi colocado na mesma evoluta do ventilador de referência, por este motivo o diâmetro externo não foi alterado, assim como as larguras permaneceram quase as mesmas. Na figura 23, pode ser visualizada a montagem do rotor no ventilador sem o bocal de entrada.

42 39 Figura 23 Rotor protótipo montado na evoluta de referência Fonte: O autor (2015). Na figura 24 o ventilador já na bancada de medição. O mesmo também foi ensaiado em vários pontos operacionais gerando um gráfico, este visualizado na figura 25, para confirmação do ponto de maior rendimento. Figura 24 Ventilador com rotor protótipo na bancada de medição Fonte: O autor (2015).

43 40 Figura 25 Gráfico do rotor proposto Fonte: O autor (2015). Nesta medição é possível identificar um ponto com maior rendimento, sendo este ponto na vazão de 8,26 m³/s e uma pressão de 3,370 KPa, consumindo uma potência de eixo de ,6 W, totalizando um rendimento 0,75, obtendo a classificação FEG 75. Realizando a mesma avaliação com a tabela para quantificar o rendimento hidráulico e volumétrico com base no rendimento total e geometria do rotor avalia-se na tabela 4 a seguir. Tabela 4 Definição dos rendimentos do ventilador com rotor protótipo Vazão Calculada: 9,41 m³/s Pressão Calculada: 4,820 kpa Vazão Medida: 8,26 m³/s Pressão Medida: 3,370 kpa ƞ v (volumétrico): 0,87 ƞ h (hidráulico): 0,69 ƞ a (atrito): 0,98 (1) ƞ m (mecânico): 0,99 (1) K (AMCA 210): 0,99 ƞ t (total): 0,576 Fonte: O autor (2015). (1) Valores arbitrados.

44 41 Novamente o rendimento total ficou diferente do medido, porém pode-se observar que os rendimentos parciais ficaram muito próximos aos calculados anteriormente, da tabela 2, do ventilador de referência. Posterior será avaliado as possíveis relações. Através da figura 26 é possível observar o comparativo entre o a curva característica medida do rotor de referência e a do rotor proposto. Figura 26 Gráfico comparativo das curvas do rotor de referência e proposto Fonte: O autor (2015). A curva do rotor proposto contribui para uma pressão menor e uma vazão maior, devido ao aumento do n qa, e ela cruza a curva do rotor de referência devido ao aumento do número de pás, que tende a manter a pressão em relação à vazão, em uma faixa mais ampla. O rendimento total foi aumentado em todas as faixas de utilização.

45 AVALIAÇÃO DA DIFERENÇA DOS RENDIMENTOS PARCIAIS Como observado os rendimentos parciais calculados nas tabelas 2 e 4, que compõe o rendimento total, ficaram diferentes da realidade. Como o rendimento total dos ventiladores é medido, pode-se avaliar que a diferença está nos rendimentos calculados. O calculo do rendimento volumétrico foi feito através da razão entre a vazão máxima calculada e a medida, assim como o rendimento hidráulico é a razão entre a diferença de pressão total calculada com a pressão total medida. O resultado do rendimento volumétrico ficou condizente, na faixa de 0,87, e o mesmo para ambos os casos. Como representam a vazão pelas folgas, e ambos os rotores foram construídos com praticamente as mesmas folgas, podemos arbitrar este valor como correto. Embora no segundo ventilador o rendimento volumétrico deveria aumentar um pouco pois é uma função da pressão, que foi reduzida. Para uma avaliação, pode-se utilizar o rendimento total medido e estimar o rendimento hidráulico, para avaliar uma relação com o µ (fator de deficiência de potência), invertendo as equações, anteriormente especificadas, em ordem inicialmente avaliando a equação 7, que especifica o rendimento total em relação aos rendimentos parciais, para definir o rendimento hidráulico, a equação 8, do rendimento hidráulico em relação ao Y (diferença de pressão total medida), e a equação 3 do µ, anteriormente especificadas. Tabela 5 Cálculo do fator de deficiência de potência Cálculo do µ para rotor de referência Cálculo do µ para rotor proposto ƞ t (total): 0,64 (1) ƞ t (total): 0,74 (1) ƞ h (hidráulico): 0,76 (2) ƞ h (hidráulico): 0,87 (2) Y (kpa): 3,70 (1) Y (kpa): 3,37 (1) Y pa (kpa): 4,868 (2) Y pa (kpa): 3,873 (2) Y pa (kpa): 6,912 (3) Y pa (kpa): 5,530 (3) µ (adimensional): 0,704 µ (adimensional): 0,70 Fonte: O autor (2015). (1) Valores medidos. (2) Valores calculados em relação ao medidos. (3) Valor calculado.

46 43 Pode ser feito uma relação entre os fatores de deficiência calculados pela equação 4, anteriormente definida, e os calculados na tabela acima. Esta relação está destacada na tabela 6, abaixo. Tabela 6 Relação dos fatores de deficiência de potência Cálculo do µ para rotor de referência Cálculo do µ para rotor proposto µ (adimensional): 0,704 µ (adimensional): 0,70 µ (adimensional): 0,849 µ (adimensional): 0,91 Relação: 0,829 Relação: 0,726 Fonte: O autor (2015). Infelizmente não encontrado um denominador comum, o que permitiria uma aplicação deste fator mais diretamente. Tomando como base resultados experimentais obtidos por Varley, Heen verificou que os métodos aproximados citados apresentam uma correlação maior ou menor, dependendo das características construtivas do rotor, tais como, relação de raios, ângulos de saída e números de pás. HEEN (2010). Pode-se avaliar que esta fórmula de cálculo adotado não atendeu plenamente as características deste ventilador, e devido a grandes diferenças empregadas entre os modelos, às relações diminuíram entre o rotor proposto e o de referência, onde deveriam ficar próximas.

47 44 5 CONCLUSÃO Esse trabalho teve por objetivo analisar as formas de aumentar o rendimento de um ventilador centrífugo de referência, propondo alterações na geometria do rotor e mantendo a mesma evoluta. O objetivo principal foi atendido plenamente, visto que o rendimento total foi aumentado em 15%. Não foi possível definir os rendimentos parciais, o que ajudaria nos cálculos dos fatores geométricos do rotor, a fim de definir em que ponto operacional que o rendimento seria máximo. O rendimento volumétrico ficou condizente, mas devemse avaliar outras formas de cálculo do fator de deficiência de potência para melhor aplicação. Como foram alterados muitos parâmetros entre o rotor de referência e o rotor protótipo, até por questões financeiras, poderia ser fabricado apenas um rotor de protótipo, não permitiu avaliar diretamente a diferença do fator de deficiência. A bancada de medição, construída conforme a norma permitirá a empresa avaliar melhor as novas linhas de ventiladores propostas, assim como a medição de ventiladores especiais desenvolvidos conforme a necessidade do cliente. A válvula cônica projetada conforme figura ilustrativa pode ser melhorada, adotando um fuso para posicionamento do cone de fechamento, permitindo um ajuste mais fino dos pontos operacionais além de medições nos mesmos pontos operacionais. Uma sugestão para a continuidade desse trabalho é a fabricação de mais alguns rotores protótipos com a mesma evoluta, alterando menos parâmetros entre o rotor protótipo ou o de referência, definindo assim melhor o fator de deficiência na prática. Também pode ser realizado um estudo sobre a influência da evoluta sobre os rendimentos, não alterando assim os rotores.

48 45 6 REFERÊNCIAS ECK, Bruno. Fans. Oxford: Pergamon Press Ltda FOX, Robert W.; MCDONALD, Alan T. Introdução à mecânica dos fluídos. 7.ed. Rio de Janeiro: Guanabara Dois, p. HENN, Érico Antônio Lopes. Máquinas de fluido. 2.ed. Santa Maria, RS: Editora da UFSM, p. LINSINGEN, Irlan von. Fundamentos de sistemas hidráulicos. 2.ed. rev. Florianópolis: UFSC Departamento de Física, p. MUNSON, Bruce Roy; YOUNG, Donald F; OKIISHI, Theodore Hisao. Uma introdução concisa à mecânica dos fluídos. São Paulo: E. Blücher, p. BRENDEL, Dr. Michael. The role of fan efficiency in achieving energy reduction gols. Inmotion magazine. AMCA international, summer 2012, 4p. CERMAK, J and IVANOVICH, M. New Fan Efficiency Requirements for ASHRAE Standard Ashrae Journal 2013, ASHRAE. IVANOVICH, Michael. Association Solutions VAC Fan Efficiency Codes and Standards: The Pressure is On. HPAC Engineering, 6 janeiro 2014, 4p.

49 46 7 APÊNDICES Apêndice I - Detalhes geométricos do ventilador de referência.