Apostila Ventiladores (2011)

PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

Sistemas Fluidomecânicos

Sistemas de Ventilação Industrial

VENTILADORES

VENTILADORES INDUSTRIAS

Material Preparado por Prof. Jorge Villar Alé LSFM – FENG - PUCRS www.em.pucrs.br/lsfm

Agosto 2011

Sistemas de Ventilaçâo Industrial

Ventiladores

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1.

Sistemas Fluidomecânicos

VENTILADORES .................................................................................................................................................... 3 1.1 1.2 1.3 1.4

2.

CLASSIFICAÇÃO ............................................................................................................................................. 3 VENTILADOR COM PÁS CURVADAS PARA TRÁS.................................................................................... 5 VENTILADOR COM ALETAS CURVADAS PARA FRENTE. ...................................................................... 6 VENTILADOR CENTRÍFUGO COM PÁS RADIAIS ...................................................................................... 7

VENTILADORES AXIAIS ..................................................................................................................................... 8 2.1 2.2

VENTILADOR TUBO-AXIAL ......................................................................................................................... 8 VENTILADOR AXIAL PROPULSOR.............................................................................................................. 8

3.

PROPRIEDADES DO AR AR ................................................................................................................................ 9

4.

POTÊNCIAS E RENDIMENTOS EM VENTILADORES ................................................................................ 10 POTÊNCIA ÚTIL: ............................................................................................................................................................ 10 POTÊNCIA TOTAL DE ELEVAÇÃO:.................................................................................................................................. 11 POTÊNCIA MOTRIZ (MECÂNICA OU EFETIVA) ............................................................................................................... 11 POTÊNCIA DO VENTILADOR (FORNECIDA NOS CATÁLOGOS DE FABRICANTES) ............................................................. 11 RENDIMENTOS EM VENTILADORES ................................................................................................................................ 11 COEFICIENTE ADIMENSIONAIS....................................................................................................................................... 12 ROTAÇÃO ESPECIFICA CARACTERÍSTICA - NS ................................................................................................................ 12

5.

ROTEIRO SIMPLIFICADO PARA DIMENSIONAMETO DE VENTILADOR CENTRÍFUGO ............... 13

6.

PRESSÕES EM VENTILADORES...................................................................................................................... 14

7.

MEDIÇÕES UTILIZANDO TUBO DE PITOT.................................................................................................. 15

8.

DEFINIÇÃO DE PRESSÕES EM VENTILADORES ....................................................................................... 16

9.

LEVANTAMENTO DA CURVA CARACTERÍSTICA DE VENTILADORES ............................................. 17

10.

LEIS DE SEMELHANÇA ................................................................................................................................. 18

EFEITO DA TEMPERATURA E ALTITUDE NO PONTO DE OPERAÇÃO DOS VENTILADORES ................................................ 18 11.

VENTILADORES CONECTADOS EM SÉRIE ............................................................................................. 19

12.

VENTILADORES CONECTADOS EM PARALELO ................................................................................... 19

13.

SELEÇÃO DE VENTILADORES .................................................................................................................... 20

INFORMAÇÃO SOBRE VENTILADORES............................................................................................................... 21 REFERÊNCIA BIBLIOGRÁFICAS ...................................................................................................................................... 21 ANEXO - TABELAS ................................................................................................................................................... 22 Tabela A -1 Propriedades do Ar a Pressão Atmosférica .......................................................................................... 22 TABELA A - 2 Fator de Correção das Massa Especifica ........................................................................................ 23

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1. VENTILADORES • • • • • • • • • •

Turbomáquinas (geratrizes ou operatrizes) utilizadas para deslocamento de gases.

Os ventiladores são utilizados para movimentar o gás.

Os compressores são utilizados para aumentar a pressão.

Contam de um rotor com um conjunto de pás que permitem por um motor (elétrico) a transformação de energia mecânica do rotor em energia cinética e energia potencial.

A energia cedida pelo ventilador é absorvida pelo fluido escoando em dutos vencendo as resistências.

São utilizados nas industrias de ventilação, climatização e em processos industriais. Na industria utilizados em siderúrgicas nos altos-fornos, em transporte pneumático. Na agroindustria como sopladores para secagem de grãos.

Nos ventiladores os gases são considerandos incompressíveis. Nos compressores pela alta relação de compressão são tratados como gases compressíveis.

A ASME considera como limite para uso de ventiladores quando a relação de compressão é de 1,1 ou quando a variação da massa específica supera 7% . Acima disto considera-se o uso de compressores.

A ISO considera uma relação de compressão limite de 1,3.

As grandezas característica dos ventiladores são: a capacidade ou vazão Q, pressão desenvolvida (H), rotação n(rpm), Diâmetro do rotor (D2,) e rendimento (η).

1.1 CLASSIFICAÇÃO Os ventiladores, assim como as bombas, são classificados, pelo tipo de rotor, número de estágios, nível de pressão e detalhes construtivos. Quanto ao tipo de rotor os ventiladores são classificados como ventiladores radiais (centrífugos) e axiais.

Tabela 1. Classificação de ventiladores

Tipo Ventilador Radial ou Centrífugo

No Estágios 1

Nome Ventilador Centrífugo

Média pressão: até 250 mmH2O, D2/D1 = 1,3 ~ 1,6

Ventilador Centrífugo

Alta pressão: Até 250 ~ 750 mmH2O, D2/D1 = 1,6 ~ 2,8

Soprador

∆p até 10 kgf/cm2 (100mtsH2O) Até 12 rotores em série, D2/D1 até 4.

Hélice simples para movimentação de ar ambiente, ventilador de teto, ventilador de coluna. carcaça tubular envolve rotor único. ∆p até 3,0 kgf/cm2 (30mtsH2O)

>1

Ventilador Axial

Características Baixa pressão: Até 150 mmH2O, D2/D1 = 1,1 ~ 1,3

1

>1

Compressor ou Turbocompressor Ventilador Helicoidal Tubo-axial

Turbocompressor Fonte: material da Unicamp

Tabela 2. Classificação

de Ventiladores em Função da Pressão

Pressão Baixa Pressão Média Pressão Alta Pressão muito alta

Até 200mm H2O. 200 a 800mm H2O. 800 a 2.500 mm H2O. 2.500 a 10.000 mm H2O.

O aumento de pressão provocado pela maior parte dos ventiladores utilizados em sistemas de refrigeração e ar condicionado é geralmente inferior a 300mmH20.

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Tabela 3. Característica dos ventiladores Ventiladores Centrifugos Pás inclinadas para trás

Pás retas inclinadas para trás

Pás Radiais

Pás curvadas para frente

Ventiladores Axiais Propeller

Características Principais Alto rendimento Sistemas de Aquecimento Ventilação Ar condicionado Ar limpo

Rendimento um pouco inferior Mesma aplicações Usado em instalações industrias com ambientes corrosivos ou abrasivos

Mais simples Menos eficiente Transporte de Materiais em Plantas inudstriais Tambem utilizado em aplicações de alta pressão.

Rendimento inferior que os anteriores (pás voltadas para trás) Contrução leve e de baixo custo Sistemas de aquecimento Ventilação Ar condicionado Fornalhas domesticas Centrais de ar condicionado Aparelhos de ar condicionado de janela.

Características Principais Baixo rendimento Hélice de construção barata Aplicações de baixa pressão Circuladores de ar Ventiladores de paredes

Tuboaxial

Algo mais eficiente que o propeller Trabalha com maior pressão que o propeller Sistemas de aquecimento Ventilação e Ar-condicionado de baixa e media pressão.

Aplicações industrias como fornos, cabines de pintura exaustão de gases

Vaneaxial

Pode trabalhar com media e alta pressão Bom rendimento Sistemas de aquecimento Ventilação e Ar-condicionado Vantajosos para instalação compacta Ventilador esta em linha com os dutos.

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1.2 VENTILADOR COM PÁS CURVADAS PARA TRÁS • • • • • • • • • •

É o mais eficiente entre os centrífugos.

Produz menor ruído.

Tem custo mais elevado que o de rotor radial.

Não é apropriado para movimentar gases com particulado sólido, já que podem desgastar as pás com rapidez.

Muito utilizados em sistemas de condicionamento de ar.

Os modelos mais sofisticados e de maior potência têm pás com perfil aerodinâmico sendo mais eficientes e produzindo menos ruído.

Apresenta uma maior eficiência e uma auto-limitação de potência devido ao tipo de curva de potência.

Curva de potência: o valor máximo ocorre em um ponto operacional equivalente a 70% ~ 80% da vazão máxima.

Não apresenta problemas de sobrecarga por projeto incorreto ou operação inadequada do sistema.

Possuem de 10 a 16 pás.

Pressão total [mH2O, inH2O, etc]

Potência [Kw, Hp, etc]

Eficiência (%)

Vazão [m3/h, m3/s, cfm, etc]

Figura 1. Ventilador centrífugo de rotor com pás curvadas para trás

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1.3 VENTILADOR COM ALETAS CURVADAS PARA FRENTE. • • • • • • • •

Utilizado com gases isentos de particulado sólido.

Adequado em sistemas onde se deseja minimizar a influência de alterações de dispositivos, como os ‘dampers’ de controle de vazão.

Ramo instável da curva característica, na faixa das baixas vazões.

A potência cresce constantemente com o aumento da vazão.

Requer um grande cuidado na determinação do ponto de operação do sistema e na seleção do motor de acionamento, que pode ‘queimar’ se a vazão resultante for muito superior àquela projetada.

Um tipo muito comum de ventilador centrífugo radial é o Sirocco, que tem rotor largo e muitas aletas curtas.

Para uma dada vazão e uma certa pressão total, o Sirocco é o menor entre os ventiladores centrífugos, operando em uma rotação mais baixa (o que é importante para minimizar a geração de ruído).

Sua eficiência, entretanto, é menor que a do centrífugo de aletas curvadas para trás.

Ocupa pouco espaço. Utilizado com sucesso em ventilação geral diluidora. Chamado de ventilador sirocco, utilizado em condicionadores de ar compacto, em unidades de tratamento de ar. Apresenta grandes variações da vazão e da potência em função da pressão.

• • • • •

Podem ter de 24 a 64 pás.

Vazões típicas (10-2000m3/min) Pressões típicas 10 a 125 mmH20 Eficiência - 45 a 60% Nível de ruído 40dB

Pressão total [mcH2O, inH2O, etc]

Potência [Kw, HP, etc]

Eficiência (%)

Vazão [m3/s, m3/h, cfm, etc]

Figura 2. Ventilador centrífugo de rotor com pás curvadas para frente

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1.4 VENTILADOR CENTRÍFUGO COM PÁS RADIAIS • • • • • • • • • • •

Ventilador robusto.

Grandes variações da vazão e potência em função da pressão. Grande pressão dinâmica.

Aplicações: Tiragem local, torres de resfriamento, suprimento e descarga de ar. É um ventilador de baixa eficiência devido ao ângulo de saída β2, com alta velocidade de saída, menor grau de reação, alta dissipacão viscosa nas pás e difusor.

Apropriado para movimentar grandes cargas.

E um tipo comum e geralmente de custo mais baixo.

Desenvolve pressões razoavelmente elevadas (até cerca de 500 mmH2O).

Podem operar em altas temperatuturas Tem capacidade de aspirara ou insuflar material com particulado sólido.

Estas características induzem também um nível elevado de ruído o que também é um demérito para o equipamento Note que a curva característica é ‘bem comportada’, que a potência deste rotor é sempre crescente com a vazão, e que sua eficiência máxima ocorre para valores relativamente baixos (< 50% da vazão máxima).

Pressão total [mmH2O, inH2O, etc]

Potência [Kw, HP, etc]

Eficiência (%)

Vazão [m3/h, m3/s, cfm, etc]

Figura 3. Ventilador centrífugo de rotor com pás radiais

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2. VENTILADORES AXIAIS Nos ventiladores axiais o gás é aspirado pelo bocal de entrada e saí por um difusor de saída. O conjunto fica no interior de corpo tubular. São conhecidos como tuboaxial. Existem aqueles que apresentam guias de entrada ou de pre-rotação para direcionar o fluxo paralelamente ao eixo do duto e eliminar a rotação do fluxo. Um ventilador com guias denomina-se vaneaxial. O controle da vazão é realizado por aletas na entrada ou por palhetas reguláveis. As pás tem formato aerodinãmico. Como outras máquinas de fluxo axial, são utilizados em sistemas que se deseja grandes vazões e baixa pressão.

2.1 VENTILADOR TUBO-AXIAL

• • • •

• •

Em geral os ventiladores axiais são menos eficientes e mais ruidosos do que os ventiladores centrífugos.

Constituído de um rotor axial e uma carcaça tubular.

O motor pode ser diretamente conectado ao rotor, estando exposto ao escoamento do gás, ou colocado sobre a carcaça, acionando o rotor através de polias e correia.

O gás insuflado deixa a carcaça tubular com alta vorticidade, o que impede, algumas vezes, sua aplicação em sistema onde a distribuição do gás é crítica ou exige a aplicação de retificadores de escoamento.

Sua curva característica apresenta uma região de instabilidade, e a potência é máxima quando a vazão é nula (a potência máxima é dissipada em recirculação através do rotor).

Para aumentar a eficiência utiliza aletas direcionadoras de fluxo fixas internamente ao tubo axial.

Pressão total [mcH2O, in H2O, etc]

M

R

R

Eficiência (%)

Potência [Kw, HP, etc]

M

Vazão [m3/s, m3/h, cfm, etc]

Figura 4. Ventilador tubo-axial, esquema construtivo e curva característica • • • •

Vazões típicas (15 a 1000m3/min) Pressões típicas (0 a 55 mmH20) Eficiência - 50 a 60% (sem pás diretrizes) 50 a 75% (com pás diretrizes) Nível de ruído 50dB

2.2 VENTILADOR AXIAL PROPULSOR Adequado para movimentar grandes quantidades de ar com pequenas pressões. Simplicidade construtiva, e baixo custo. Utilizado na ventilação geral diluidora.

• Vazões típicas (10 a 50m3/min) • Pressões típicas (0 a 6 mmH20 • Eficiência - 40 a 50% • Aplicações: unidades de resfriamento e aquecimento, ventilação geral, torres de resfriamento, ventilação exaustora.

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3. Propriedades do ar Ar Viscosidade Cinemática do Ar A viscosidade cinemática é uma propriedade do fluido derivada da viscosidade absoluta a qual por sua vez é função da temperatura. Para aplicações de ventilação industrial, pode-se utilizar a seguinte expressão da viscosidade cinemática (m2/s) em função da temperatura (oC):

ν = (13 + 0,1T )x10 −6

(m2/s)

Massa Especifica do Ar Para analise do escoamento em ventiladores pode-se utilizar a lei de estado para gases perfeitos dada como:

pV = mRT onde p é a pressão absoluta, V o volume ocupado pelo gás, m a massa do gás (kg) , T a temperatura absoluta do ar (K) e R a constante do gás. Para o ar R=287J/kg K. A massa especifica é então dada como:

ρ=

p RT

(kg/m3)

Viscosidade Absoluta A viscosidade absoluta é dada em função das duas variáveis definidas anteriormente.

µ = νρ

(Pa.s)

Em anexo, a Tab A-1, apresenta as propriedades do ar atmosférico para diferentes temperaturas.

Condições de ar padrão Como o desempenho dos equipamentos utilizados em ventilação industrial é função do estado termodinâmico do ar é usual apresentá-lo para uma condição padrão, definida por: Temperatura: to=200C (To=293K) Pressão atmosférica a nível do mar (Z=0): Po=101,3 kPa (760 mmHg) Desta forma se obtém: Massa específica ρ0=1,2kg/m3 e Viscosidade cinemática ν0=1,5x10-5 m2/s Fator de Correção da Massa de Específica Tomando como referencia as condições padrão (ρ0, T0,P0 ) podemos definir um fator de correção que permite determinar a massa especifica: fc =

ρ P T0 = ρ 0 T P0

onde (ρ, T,P ) são as condições atmosféricas diferentes das condições padrão. Para pressão barometrica em mmHg e temperatura ambiente (t ) em oC , o fator de correção pode ser determinado pela equação: fc =

P 294 (t + 273) 760

Assim, a massa especifica corrigida ρ = f c ρ 0

onde P é a pressão barometrica local (mmHg). Para condições normais fc =1. Para temperaturas e altitudes maiores que a padrão (to=20oC e Z=0m) o fator de correção fc é menor que 1. A Tabela A-2 dada em anexo, apresenta os valores do fator de correção da massa específica para diferentes altitudes e temperaturas do ar.

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4. Potências e Rendimentos em Ventiladores No fluxo de energia transferido do ventilador para o gás existem diversas formas de dissipação de energia desde a energia inicial do motor que aciona o ventilador até a energia final absorvida pelo fluido. O motor apresenta uma energia motriz (Hm) que deve ser transferida ao rotor. Como o sistema mecânico de acoplamento e transmissão não é perfeito existirá uma dissipação mecânica de energia quantificada como perda mecânica (Jm). A energia efetivamente absorvida pelo rotor é denominada energia de elevação (Ht#) sendo relacionada com a energia motriz pelo rendimento mecânico (ηm). Devido à dissipação de energia no interior do ventilador (por atrito e recirculação de fluxo) a energia do rotor (Ht#) não é transferida totalmente ao fluido sendo as perdas quantificadas como perdas hidráulicas (Jh). A energia transferida do rotor ao fluido é relacionada pelo rendimento hidráulico. Além disto, parte da vazão que entra no ventilador recircula na mesma e escapa por má vedação. Isto quantifica-se considerando um rendimento volumétrico (ηv). A energia realmente absorvida pelo fluido é denominada altura manométrica (Hman) reconhecida como a energia final do fluxo. O rendimento global (ηG) quantifica a relação entre energia final (Hman) (absorvida pelo fluido) e a energia motriz para acionamento do ventilador (Hm).

Jm ηm

JH ηH

Ht#

Hm

Hman

Energia Útil Hman

Figura 5. Relações entre rendimentos e alturas em ventiladores.

Potência Útil: Potência adquirida pelo gás na passagem pelo ventilador: Wu = ρgQH u

onde ρ é a massa específica do gás, Q a descarga ou vazão do ventilador, Hu é a altura útil de elevação que equivalente a altura manometrica em bombas (Hman). Representa a pressão total do ventilador expressa em metros de coluna de gás. Considerado dentro do fluxo de energia a altura útil é dada por:

H u = ηh H t # onde ηh é o rendimento hidráulico e Ht# é a energia do rotor para número finito de pás.

Para um sistemas de ventilação industrial Hu pode ser dado como: H u = JT +

2 V saida 2g

onde JT é a perda de carga do sistema e Vsaída é a velocidade no duto de saída do gás. Representa à pressão total do ventilador (PTV).

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Potência Total de Elevação: Representa a potência cedida pelas pás do ventilador ao fluido.

We = ρgQH e

onde He é a altura total de elevação. Para número infinito de pás (Htoo ) é dada como:

He =

1 (U 2 Cu 2 − U 1Cu1 ) g

Obs: No caso de entrada radial: Cu1=0.

Onde U1 e U2 são as velocidades periféricas na entrada e saída do rotor respectivamente. Cu1 e Cu2 são as componentes da velocidade absoluta do fluido na entrada e saída respectivamente.

Para número finito de pás: H t # = µH t∞ onde µ é o fator de deslizamento.

Potência Motriz (Mecânica ou Efetiva) W m = ρgQH m

Potência do Ventilador (Fornecida nos Catálogos de Fabricantes) Com H=Hu a altura útil de elevação, a potência do ventilador fornecida pelos fabricantes é dada por: W=

ρgHQ ηG

Se o sistema trabalha com ar, na expressão acima H é dado em metros de coluna de ar (m.c.ar). Quando se trabalha com H em mmH20 deve ser utilizadas as unidade coerentes. Primeiro devemos transformar mmH20 em pressão (Pascal) e depois converter em metros de coluna de ar.

P = ρar gHar = ρ H 2 0 gH H 2 0

H ar =

ρ H2 0 H H2 0 ρ ar

(Pa)

(m.c.ar)

Rendimentos em ventiladores

Rendimento Hidráulico ηH =

Wu H man = We H t#

Rendimento Mecânico ηm =

We Wm

ηm =

Ht# Hm

Rendimento Volumétrico.

ηv =

Q Q + Qf

onde Q é a vazão do gás realmente deslocado pela ação do ventilador e Qf a vazão de gás que fica circulando do interior devido a diferenças de pressão que provocam a recirculação interna de uma parcela do gás denominada como vazão de fugas.

Rendimento Total ou Global ηG =

Wu Wm

=

H man Hm

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Coeficiente Adimensionais Segundo o valor da rotação específica ns podemos saber o tipo de ventilador mais apropriado para uma determinada condição. O uso de coeficientes adimensionais de pressão e de vazão permitem conhecidos H, Q e n estimar por exemplo qual o diâmetro externo do ventilador e qual será a velocidade periférica.

Coeficiente de Pressão ou Altura Especifica

ψ =

gH gH = 2 2 2 U2 n D

Coeficiente de vazão ou Capacidade Especifica

ϕ=

Q Q = 3 nD U 2 R22

Tabela 4. Coeficientes de vazão ψ e de pressão ϕ (Coeficientes de Rateu)

Coeficiente Pressão - ψ Vazão - ϕ

Vent. Centrífugo 0,1 - 0,6 0,7 - 0,3

Hélico-Centrífugo 0,3 - 0,6 0,4 - 0,3

Axial 0,4 - 1,0 0,3 - 0,1

Rotação Especifica Característica - ns • Um ventilador que proporciona uma vazão unitária sob uma altura manometrica unitária recebe o nome de ventilador unidade sendo seu número de rotações denominado rotação ou velocidade especifica ns (rpm). Todos os ventiladores geometricamente semelhante tem um mesmo ventilador unidade cuja forma caracterizará todos os ventiladores da mesma série. n: rotações por minuto do ventilador (rpm) Q: vazão ou descarga (litros/segundo) H 3 / 4 onde n é dado em rpm H: Altura útil (mmH20) que representa a pressão total. s *Os valores de (Q,H) considerados correspondem ao ponto de máximo rendimento.

n s = 16,6

n Q

Na se apresenta uma Tab.5 com valores de ns para diferentes tipos de ventiladores.

Tabela 5. Seleção do tipo de ventilador segundo a rotação especifica (rpm) Ventiladores Centrífugos Pás para frente Pás radiais Pás para trás Ventiladores Axiais Em tubo com pás diretrizes Em tubo Hélice aberta

Rotação específica ns (rpm) 3000 a 40.000 11.000 a 70.000 35.000 a 110.000 Rotação específica ns (rpm) 40.000 a 140.000 60.000 a 300.000 100.000 a 400.000

Pela superposição dos valores de ns, na Tab.5 se observa que para uma determinada aplicação podem ser utilizados mais do que um tipo de ventilador.

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5. Roteiro Simplificado para Dimensionameto de Ventilador Centrífugo • •

Conhecido: vazão, rotação, altura útil, rendimentos: Q, ∆PT, n , ηH, ηm Considerar entrada radial α1=900 e pás radiais na saída - β2=900

Figura 6. Ventilador centrífugo Com altura útil e velocidade especifica selecionar tipo de ventilador n s = 16,6 1. Altura teórica para número infinito de pás, simplificada : H t∞

n Q H u3 / 4

U 22 = g

2. Considerar fator de deslizamento igual a 1 (µ=1) 3. Altura teórica para número finito de pás H t # = µH t ∞ 4. Determinar pelo rendimento hidráulico a velocidade U2

ηH =

H man Ht#

desta forma se obtém: U 2 =

gH ηH

5. Determinar o diâmetro do rotor na saída: D2 =

60U 2 πn

6. Velocidade na boca de entrada do corpo do ventilador. C a = 0,25a 0,5 2 gH 7. Diâmetro da boca de entrada do ventilador Da =

4Q πC a

8. Diâmetro da entrada do rotor. Recomenda-se para H<100mmH20 ( Weismann): D2 = (1,25 − 1,40) D1 9. Largura da pá na entrada do rotor. Adota-se que a velocidade meridiana (Cm1)seja um pouco menor que a velocidade na boca de entrada: Cm1 < Ca.

b1 =

Q para a largura da pá na saída do rotor b2 pode ser adotado b2=b1 πD1C m1

10. Polígonos de velocidades podem ser obtidos com os dados já determinados.

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6. Pressões em Ventiladores Pressão estática - PE Função do estado termodinâmico do escoamento do ar, exercido igual em todas as direções. A pressão estática decresce ao longo de um duto de seção constante e cresce nos aumento de seção (recuperação da pressão).

Pressão de velocidade - PV Associada à energia cinética do escoamento do ar. Conhecido também como pressão dinâmica. Mantém-se constante em dutos de seção transversal constante. Medida com tubo de Pitot-Prandtl.

PV =

1 ρV 2 2

(Pa)

Onde ρ (kg/m3) é a massa especifica do gás e V (m/s) a sua velocidade media Pressão total - PT Soma algébrica das pressões estática e de velocidade. Resulta da desaceleração do fluido até o repouso e é por este motivo denominada pressão de estagnação. Sempre decresce ao longo do sistema de dutos, podendo aumentar somente quando houver suprimento de energia ao escoamento (através do ventilador).

PT = PE + PV

PE

PT

PV

Figura 7. Esquema para definição das pressões estática total e de velocidade

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7. Medições Utilizando Tubo de Pitot O tubo de Pitot pode ser utilizado para a medição da velocidade e pressão num sistema de ventilação industrial. O tubo de Pitot é formado por dois tubos concêntricos. O tubo interno de menor diâmetro mede a pressão total (PT) do escoamento. Na sua extremidade a seção transversal do tubo interno é aberta posicionada perpendicular ao fluxo. O tubo de maior diâmetro mede a pressão estática (PE) através de pequenos orifícios perpendiculares ao fluxo. Pela diferença de pressões dois tubos concêntricos pode-se determinar a pressão de velocidade do escoamento:

PV = PT − PE Conectando por mangueiras cada saída dos tubos concêntricos do Pitot a um manômetro em U (com fluido manomêtrico ρm), este indicara uma altura que representará tal diferença de pressão:

PV = PT − PE = ρ m gh Desta forma pode ser determinar a velocidade no ponto em que esta posicionado o tubo de Pitot.

PV =

1 ρV 2 = ρ m gh 2

(Pa)

Figura 8. Tubo de Pitot Num duto que escoa de ar nas condições padrão (200C e 1 atm) com massa especifica padrão (1,2 kg/m3), podemos determinar a velocidade em função da pressão dinâmica medida no duto.

V=

2 PV = 1,291 PV ρ

No caso em que as condições de pressão e temperatura são diferentes das condições padrão: V = 1,291

1013,25 T T x xPV = 2,4 PV PB 293 PB

onde PV é a pressão dinâmica em (Pa); PB é a pressão barometrica local em milibar (mbar) e T é a temperatura absoluta do ar em graus kelvin. T(K) =(toC + 273).

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8. Definição de Pressões em Ventiladores Pressão Total do Ventilador: (PTV) Diferença entre a pressão total do ar na saída e na entrada do ventilador.

PTV = (PT )saída − (PT )entrada

PTV = (PE + PV )saída − (PE + PV )entrada Obs: Se as velocidades media na entra e saída da tubulação são iguais então a pressão dinâmica (PV) é igual e desta forma a pressão total pode ser simplificada podendo ser determinada somente pelas pressões estáticas na entrada e saída do ventilador.

PTV = (PE )saída − (PE )entrada Pressão de Velocidade do Ventilador: (PVV) Representa a pressão de velocidade correspondente à velocidade média do ar na saída do ventilador.

PVV =

1 2 ρVsaida 2

Pressão Estática do Ventilador: (PEV) Representa a diferença entre a pressão total do ventilador (PTV) e a pressão de velocidade do ventilador (Pvv).

Cabe salientar que (Pvv) é considerada com a velocidade na saída do ventilador.

PEV = PTV − PVV Potência no Eixo do Ventilador: (Weixo) Weixo =

ρgQH QPTV = ηG ηG

Onde H (m.c.ar) é a altura útil ou manometrica, Q (m3/s)a vazão do ventilador e ηG é o rendimento global.

Potência no Eixo de um Motor Elétrico: (WM) Motor Trifásico W M = 3 IE cos φη M

Motor Monofásico W M = IE cos φη M

onde I a corrente do motor, E a tensão cosφ fator de potência do motor. ηM rendimento do motor elétrico. (cosφηm ≈ 0,8). Considerando o acionamento por acoplamento direto: WM=WV

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Ventiladores

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9. Levantamento da Curva Característica de Ventiladores Para levantar a curva característica de um ventilador em laboratório pode ser utilizado o esquema mostrado na Fig. 9. O ventilador é condicionado num sistema acoplado a um duto o qual possi um homogeneizador de fluxo e no seu extremo uma válvula ou registro tipo cónico. Com uso de um tubo de Pitot pode-se determinar a pressão total no ventilador. Com o registro totalmente fechado (shutoff) a vazão é igual a zero e se obtem a pressaõ máxima que o ventilador pode liberar. Com o registro totalmente aberto (free delivery) a vazão será máxima e a pressão mímima. Para graficar a curva são levantados pontos intemediarios entre a pressão máxima e a pressão mímima (Fig.10).

Figura 9. Esquema para levanta a curva característica de um ventilador

Pressão Total

Válvula totalmente fechado

Curva Característica PT-Q Curva de rendimento

Curva de potência

Válvula totalmente aberta

Vazão Figura 10. Curva característica de um ventilador

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Ventiladores

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10. Leis de Semelhança Conhecidas as condições de funcionamento de um ventilador podem ser aplicadas as leis de semelhança para determinar valores das diversas grandezas quando uma o mais é modificada do mesmo ventilador, ou de um ventilador semelhante. Tais leis são dadas pelas seguintes relações: Q2  n2   D2  =    Q1  n1   D1 

3

H 2  n2   D2  =    H1  n1   D1  2

W2  n 2  =  W1  n1 

2

 D2   D1

  

2

5

 ρ2   ρ1

  

Q1,Q2: vazões dos ventiladores semelhantes. n1,n2: rotações das ventiladores semelhantes.

H1,H2, alturas útil de elevação de elevação (manomêtrica).

W1, W2: potência dos ventiladores semelhantes. casos particulares: a) Mesmo Rotor b) Mesmo Fluido c) Mesma Rotação.

Efeito da Temperatura e Altitude no Ponto de Operação dos ventiladores As curvas características dos ventiladores são dadas para as condições padrão de pressão e temperatura (Po =101,33kPa e to=200C). Nestas condições a massa especifica do ar é igual a ρ0=1,2kg/m3. Se o ventilador deve operar num local onde condições são diferentes das condições padrão isto afetará a massa especifica do ar mudando as condições de operação do mesmo. O fluxo de massa, a pressão total e potência do ventilador serão diferentes. As equações dadas a seguir permitem fazer a correção do ponto de operação nas condições padrão dadas pelos fabricante (m0,H0, Wo), para as novas condições (m,H,W), quando muda a massa específica em função da temperatura e/ou da altitude do local.. ρ m& = m& 0 ρ 0

ρ H = H 0 ρ0

ρ W = W0 ρ 0

Onde o fator de correção da massa especifica é dado por: fc =

ρ P 294 = onde P (mmHg) ou ρ 0 (t + 273) 760

fc =

P 294 onde P (kPa). (t + 273) 101,33

Na eq. acima P é a pressão barometrica local e t a temperatura do ar em oC. Exemplo: Um ventilador comercial trabalha nas condições padrão (Po=101,33kPa e to=20oC) com uma vazão de 425 m3/min e pressão estática igual a 76,0mmH20 demandando uma potência de 9,13kW. Quais serão as condições que o ventilador deverá operar quando aspira ar a temperatura de 177oC num local com pressão atmosférica padrão.

Solução: o fator de correção para a temperatura de 177oC é igual a fc =0,6533. Desta forma o ventilador trabalha nas seguintes condições: Pressão: H=0,6533x76mmH20=50mm H20 e Potência: W= 0,6533x9,13kW = 5,96kW. Sistemas de Ventilaçâo Industrial

Ventiladores

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11. Ventiladores Conectados em Série São utilizados quando é necessário fornecer pressões maiores que a disponível por um único ventilador.

Quando dois ventiladores são ligados em série a boca de descarga do primeiro é acoplada a boca de aspiração do segundo. Teoricamente a vazão em cada ventilador será a mesma, sendo somadas as pressões totais. Com o uso de ventiladores em estagio pode-se obter resultados semelhantes. Na prática nestes sistemas existe uma redução da vazão devido ao aumento da massa específica do ar após passas pelo o primeiro ventilador ou estagio. Também ocorre uma perda de desempenho no segundo ventilador (ou estágio) devido as condições de aspiração não-uniforme.

Hp=HA +HB

Curva de Ventilador (A + B)

Curva de Ventilador A ou B

QA = QB

Figura 11. Conexão em serie de ventiladores

12. Ventiladores conectados em Paralelo Quando dois ventiladores são associados em paralelo, a pressão total será a mesma sendo somadas as vazões individuais. Sistema apropriado quando é necessário movimentar grandes volumes de ar. O desempenho real não será igual ao teórico se as condições de aspiração não forem adequadas. Deve ser evitado a conexão em paralelo de ventiladores com pás para frente já que apresentam curvas de pressão-vazão que podem apresentar funcionamento instável.

Curva de Ventilador (A + B)

HS=HA =HB

QA = QB

QP = QA+ QB

Figura 12. Conexão em paralelo de ventiladores Sistemas de Ventilaçâo Industrial

Ventiladores

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13. SELEÇÃO DE VENTILADORES Os fabricantes fornecem catalogos que permitem a seleção dos ventialdores. Atualmente, catalogos on-line na internet e programas computacionais para a seleção de ventiladores são também ferramentas disponíbilizadas pelos fabricantes. A Tab.6 fornece um resumo de sites na internent onde podem ser otidas informações de fabricantes, normas e de sistemas de ventilação industrial. Especificamente, a OTAM Ventiladores Industriais Ltda. dispõe um programa (TecniFan) que permite a selação dos ventiladores da sua linha de produção. Se desejamos por exemplo, selecionar um ventilador para uma instalação industrial que requer uma pressão total de 36mmH20 e uma vazão de 5 m3/s com ar em condições padrão. Para tal entramos no programa (TecniFan) o qual permite identificar o tipos de ventiladores da linha de produção da OTAM, tal como apresentado na Fig.13.

Figura 13. Detalhe de dados de entrada para seleção de ventiladores da OTAM Selecionado o tipo de ventiladores, neste caso o TSA-30/14. A Fig.14 mostra a curva caracteristica do ventilador junto com informações tais como rendimento, rotação, potência absorvida, potência do motor e velocidade de descarga.

Figura 14. Detalhe de janela para seleção de ventiladores da OTAM Sistemas de Ventilaçâo Industrial

Ventiladores

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INFORMAÇÃO SOBRE VENTILADORES Tabela 6. Sites de Ventiladores e Sistemas de Ventilação Industrial

Empresa Aulas da UNICAMP

Site na Internent www.fem.unicamp.br/~em712

(material de ventiladores e bombas) Ventiladores OTAM

www.otam.com.br

Ventiladores VentiSilva Ltda.

www.ventisilva.com.br/Index.htm

Ventiladores Pfaudler

www.pfaudler.com.br/torin.htm

Ventiladores e artigos técnicos

www.howden.com/library/technicalinfo.html

Fabricante Canadence

www.leaderfan.com

Ventiladores Industrias

www.fansandblowers.com

Penn Ventilation

www.pennvent.com

Air Moviment and Control Association

www.amca.org

Associação com normas de ventiladores Continental fan

www.continental-fan.com

Indutrial Ventilations

www.indvent.org/articles.html

Artigos, programas Software

www.elitesoft.com/web/hvacr/heavent.htm

Twin City Fan Companies, Ltd.

www.tcaxial.com/tcaxial/index.html

Informação técnica Calculo de dutos e perda de carga

www.connel.net/freeware/download.shtml

Calculo de dutos e perda de carga

www.aardweb.com/tims-tools/airtools.htm

Ventiladores para computadores

www.comairrotron.com/ACFans/default.htm

Referência Bibliográficas • • • • • • •

Ventilação industrial: Controle da Poluição, A. J. Macintyre. RJ, Ed. Guanabara, S.A, 1990.

Ventilação Industrial, C. A. Clezar. A. C.Ribeiro Nogueira., Ed. Da UFSC., 1999 Instalações de Ar Condicionado, H. Creder. Ed. LTC. S.A., 2 Edição, 1985.

Tecnologia do Condicionamento de Ar, E. Yamae e Heizo Saito. Ed. Edgar Blucher Ltda., 1986.

Industrial Ventilation Workbook, D.Jeff Burton. Carr Printing, 1997.

Material SFM Unicamp. Discpilina de Sistemas Fluidomecânicos., 1999 Manual Técnico da OTAM, 2001.

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Ventiladores

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ANEXO - TABELAS

Tabela A -1 Propriedades do Ar a Pressão Atmosférica

Tabela A-1 Propriedades do Ar a Pressão Atmosférica Temperatura (0C)

-40 -30 -20 -10 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120

Massa Peso Viscosidade Viscosidade específica Específico dinâmica cinemática ρ γ µ ν (kg/m3) (N/m3) (Pa.s) (m2/s) 1.514 14.85 1.51 x10-5 9.98 x10-6 -5 1.452 14.24 1.56 x10 1.08 x10-5 -5 1.394 13.67 1.16 x10-5 1.62 x10 -5 1.341 13.15 1.67 x10 1.24 x10-5 -5 1.292 12.67 1.72 x10 1.33 x10-5 -5 1.247 12.23 1.77 x10 1.42 x10-5 -5 1.204 11.81 1.81 x10 1.51 x10-5 -5 1.164 11.42 1.86 x10 1.60 x10-5 -5 1.127 11.05 1.91 x10 1.69 x10-5 -5 1.092 10.71 1.95 x10 1.79 x10-5 -5 1.060 10.39 1.99 x10 1.89 x10-5 -5 1.029 10.09 2.04 x10 1.99 x10-5 -5 0.9995 9.802 2.09 x10 2.09 x10-5 -5 0.9720 9.532 2.13 x10 2.19 x10-5 -5 0.9459 9.277 2.17 x10 2.30 x10-5 -5 0.9213 9.034 2.22 x10 2.40 x10-5 -5 0.8978 8.805 2.51 x10-5 2.26 x10 Fonte: R. Mott Mecánica de Fluidos Aplicada 4a edição,1996.

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Tabela A - 2 Fator de Correção das Massa Especifica

Tabela A-2 Fator de Correção das Massa Especifica em função da Temperatura e Altitude Altitude (m)

0

250

500

750

1000

1250

1500

2000

2500

3000

T(oC) -20

1,163

1,129

1,097

1,065

1,034

1,003

0,973

0,916

0,861

0,810

-15

1,140

1,108

1,075

1,044

1,013

0,984

0,954

0,898

0,845

0,794

-10

1,119

1,086

1,055

1,024

0,994

0,965

0,936

0,881

0,829

0,779

-5

1,098

1,066

1,035

1,005

0,976

0,947

0,919

0,865

0,813

0,764

0

1,078

1,047

1,016

0,987

0,958

0,930

0,902

0,849

0,798

0,750

5

1,058

1,028

0,998

0,969

0,941

0,913

0,886

0,834

0,784

0,737

10

1,040

1,010

0,980

0,952

0,924

0,897

0,870

0,819

0,770

0,724

15

1,022

0,992

0,963

0,935

0,908

0,881

0,855

0,805

0,757

0,711

20

1,004

0,975

0,947

0,919

0,892

0,866

0,840

0,791

0,744

0,699

25

0,987

0,959

0,931

0,904

0,877

0,852

0,826

0,778

0,731

0,687

30

0,971

0,943

0,916

0,889

0,863

0,838

0,813

0,765

0,719

0,676

35

0,955

0,928

0,901

0,875

0,849

0,824

0,800

0,752

0,708

0,665

40

0,940

0,913

0,886

0,861

0,835

0,811

0,787

0,740

0,696

0,654

45

0,925

0,899

0,873

0,847

0,822

0,798

0,774

0,729

0,685

0,644

50

0,911

0,885

0,859

0,834

0,810

0,786

0,762

0,718

0,675

0,634

55

0,897

0,871

0,846

0,821

0,797

0,774

0,751

0,707

0,664

0,624

60

0,884

0,858

0,833

0,809

0,785

0,762

0,740

0,696

0,655

0,615

65

0,870

0,845

0,821

0,797

0,774

0,751

0,729

0,686

0,645

0,606

70

0,858

0,833

0,809

0,785

0,762

0,740

0,718

0,676

0,635

0,597

75

0,845

0,821

0,797

0,774

0,751

0,729

0,708

0,666

0,626

0,589

80

0,833

0,809

0,786

0,763

0,741

0,719

0,698

0,657

0,617

0,580

85

0,822

0,798

0,775

0,752

0,730

0,709

0,688

0,647

0,609

0,572

90

0,811

0,787

0,764

0,742

0,720

0,699

0,678

0,638

0,600

0,564

95

0,800

0,776

0,754

0,732

0,711

0,690

0,669

0,630

0,592

0,557

100

0,789

0,766

0,744

0,722

0,701

0,680

0,660

0,621

0,584

0,549

150

0,696

0,676

0,656

0,637

0,618

0,600

0,582

0,548

0,515

0,484

200

0,622

0,604

0,587

0,570

0,553

0,537

0,521

0,490

0,461

0,433

250

0,563

0,546

0,531

0,515

0,500

0,485

0,471

0,443

0,417

0,392

300

0,513

0,499

0,484

0,470

0,456

0,443

0,430

0,404

0,380

0,357

350

0,472

0,459

0,445

0,432

0,420

0,407

0,395

0,372

0,350

0,329

400

0,437

0,425

0,412

0,400

0,389

0,377

0,366

0,344

0,324

0,304

450

0,407

0,395

0,384

0,373

0,362

0,351

0,341

0,321

0,301

0,283

500

0,381

0,370

0,359

0,348

0,338

0,328

0,319

0,300

0,282

0,265

550

0,357

0,347

0,337

0,327

0,318

0,308

0,299

0,282

0,265

0,249

600

0,337

0,327

0,318

0,309

0,300

0,291

0,282

0,265

0,250

0,235

Sistemas de Ventilaçâo Industrial

Ventiladores

23

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Sistemas Fluidomecânicos

Fator de correção da massa específica do ar para diferentes altitude e temperaturas.

Elevação (m)

0

305

610

915

1220

1525

1830

760

733

707

681

656

632

608

Elevação Pressão (mmHg)

Temperatura (oC)

Fator de correção fc

-40

1,260

1,220

1,18

1,14

1,09

1,05

1,01

-180

1,150

1,110

1,07

1,03

0,998

0,959

0,921

0

1,080

1,04

1,01

0,969

0,933

0,897

0,861

21

1,000

0,966

0,933

0,900

0,866

0,833

0,799

38

0,946

0,915

0,883

0,851

0,820

0,788

0,756

66

0,869

0,840

0,811

0,782

0,723

0,694

0,665

93

0,803

0,776

0,749

0,722

0,696

0,669

0,642

Conversão de unidades Vazão Q(m 3 / min) = 0,02832CFM

Potência W (kW ) = 0,7457 HP

Temperatura o

C=

5 (F − 32) 9

Sistemas de Ventilaçâo Industrial

Ventiladores

24

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Sistemas Fluidomecânicos

SISTEMAS DE VENTILAÇÃO INDUSTRIAL

4 H G

A

C

I

D

5

F

T = 20 o C ρ = 1,08 kg/m3

B

E

1

3

2

Material Preparado por Prof. Jorge Villar Alé LSFM – FENG - PUCRS www.em.pucrs.br/lsfm

Agosto 2011

Sistemas de Ventilação Industrial

Dimensionamento

1

PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

1.

SISTEMAS DE VENTILAÇÃO INDUSTRIAL.................................................................................................... 3 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5

2.

Sistemas Fluidomecânicos

VENTILAÇÃO LOCAL EXAUSTORA - VLE ............................................................................................................ 3 VENTILAÇÃO GERAL DILUIDORA - VLE.............................................................................................................. 3 VENTILAÇÃO GERAL DILUIDORA - VGD............................................................................................................. 3 TIPOS DE VENTILAÇÃO GERAL DILUIDORA - VGD.............................................................................................. 4 VENTILAÇÃO LOCAL EXAUSTORA - VLE ............................................................................................................ 4

ENERGIA EM SISTEMAS DE VENTILAÇÃO................................................................................................... 5 CURVA DO SISTEMA ........................................................................................................................................................ 5 EQUAÇÃO DE ENERGIA ENTRE "E" E "0" .......................................................................................................................... 5 EQUAÇÃO DE ENERGIA ENTRE "3" E "4" .......................................................................................................................... 6 ALTURA ÚTIL DE ELEVAÇÃO:.......................................................................................................................................... 6 CURVAS DO SISTEMA ...................................................................................................................................................... 7

3.

PERDA DE CARGA EM SISTEMAS DE VENTILAÇÃO.................................................................................. 8 PERDA DE CARGA DE CARGA UNITÁRIA .......................................................................................................................... 9 DIÂMETRO EQUIVALENTE ............................................................................................................................................. 10

4.

DIMENSIONAMENTO DE DUTOS.................................................................................................................... 11 CLASSIFICAÇÃO: PRESSÃO EM DUTOS - SEGUNDO ABNT NB-10/1978 ........................................................................ 11 4.1 PROCEDIMENTOS PARA PROJETO DE SISTEMAS DE VENTILAÇÃO ....................................................................... 12 4.2 DIMENSIONAMENTO DE SISTEMAS DE VENTILAÇÃO SIMPLES ........................................................................... 12 4.3 DIMENSIONAMENTO DE SISTEMAS DE VENTILAÇÃO COMPLEXOS ..................................................................... 13 4.4 RUÍDO NO SISTEMA DE VENTILAÇÃO................................................................................................................. 14 ANEXO TABELAS - DIMENSIONAMENTO DE SISTEMAS ......................................................................................... 15 INFORMAÇÃO SOBRE VENTILADORES............................................................................................................... 17 REFERÊNCIA BIBLIOGRÁFICAS ...................................................................................................................................... 17

Sistemas de Ventilação Industrial

Dimensionamento

2

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Sistemas Fluidomecânicos

1. SISTEMAS DE VENTILAÇÃO INDUSTRIAL A ventilação é um processo de renovação do ar em recintos • Pode ser por meios naturais (ventilação natural) ou por meios mecânicos (ventilação forçada) • Seu objetivo é controlar a pureza do ar dando bem estar e segurança das pessoas.

A Ventilação Industrial pode ser adotada para: • Controle de contaminantes em níveis aceitáveis • Controle da temperatura e umidade para conforto • Prevenção ao fogo e a explosões.

1.1 Ventilação Local Exaustora - VLE • • • •

Realizada com equipamento captor de ar junto à fonte poluidora.

As fontes de poluição são localizadas e identificadas no interior do ambiente.

O contaminante é capturado antes de se espalhar pelo recinto.

Ambientes industrias com cabinas de pintura, aparelhos de solda, forjas, fogões, tanques de tratamentos químicos, esmeris, máquinas de beneficiamento de madeira, transporte de materiais pulvurentos, etc.

1.2 Ventilação Geral Diluidora - VLE • • • • •

Ventilação do ambiente de modo geral.

No existe fontes de poluição localizadas em pontos perfeitamente identificáveis.

Para ambiente limpos (auditórios, lojas) pode se adotar o insuflamento Para salas de máquinas e ambientes com pó pode ser adotado processo de aspiração.

Processos mistos são adotados quando se deseja extrair o contaminante e ao mesmo tempo manter o ambiente estanque ao ar exterior e suprido com ar filtrado (Ex. sala de fumantes).

1.3 Ventilação Geral Diluidora - VGD A ventilação geral diluidora atua de maneira a minimizar a concentração do contaminante por meio de sua diluição. A ventilação geral diluidora permite dentro de certos limites o controle da temperatura, da umidade e da velocidade do ar.

Infliltração: movimentação do ar não controlado, através de aberturas e frestas existentes.

Ventilação: deslocamento controlador do ar através de aberturas específicas e dispositivos para ventilação.

Ventilação Natural: movimentação do ar (infiltrado ou ventilado) pelo diferencial de pressão provocado pela ação do vento ou diferença de massa especifica entre o ar externo e o interno.

Ventilação Forçada ou Mecânica: Diferença de pressão provocada pela ação de um ventilador (insuflamento ou por exaustão).

Componentes de uma Instalação de Ventilação Geral Diluidora: ( a ) Toma de ar externo ( b ) Filtro ( c ) Ventilador de insuflamento ( d ) Dutos ( e ) Bocas de insuflamentoBocas ( f ) Exautão ( g ) Ventilador de exaustão Figura 1. Esquema de Ventilação Geral Diluidora Sistemas de Ventilação Industrial

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1.4 Tipos de Ventilação Geral Diluidora - VGD 1. VGD - Sistema por Insuflamento: • O ventilador sopra o ar novo para dentro do recinto ventilado.

• A pressão do ar no interior do ambiente (Ps) torna-se maior que a pressão do ar da vizinhança (Pe).

• O ambiente fica pressurizado.

• O diferencia de pressão (Ps - Pe) permite a saída do ar para o entorno pelas aberturas especificas e frestas existentes.

• Permite o controle da qualidade do ar (filtros).

Figura 2. Tipos de insuflamento 2.

• • • • • •

VGD - Sistema por Exaustão. ventilador aspira o ar contaminado fora do recinto ventilado.

A pressão do ar no interior do ambiente (Ps) torna-se menor que a pressão do ar na vizinhança (Pe).

O ambiente torna-se despressurizado ou com pressão negativa.

O diferencial de pressão (Pe - Ps) permite a entrada de ar novo do entorno pelas aberturas.

Difícil de controlar a pureza do ar novo em função das aberturas e frestas.

Permite facilmente o controle do ar lançado no ambiente externo.

3. VGD - Sistema Misto.

• Combina os dois tipos anteriores, podendo ser o ambiente interno pressurizado ou despressurizado.

• Ventilação de sanitários e cozinhas deve manter o ambiente em pressão negativa, evitando que os contaminantes e odores gerados se espalhem pelos ambientes vizinhos.

1.5 Ventilação Local Exaustora - VLE •

O contaminante é removido junto ao ponto onde é gerado evitando que se espalhe no ar do recinto, requerendo quantidades menores de ar.

Componentes: Captor: Ponto de entrada do contaminante a ser aspirado pelo sistema. O sucesso ou falha de um sistema de VLE esta diretamente relacionado com o projeto do captor.

Dutos: Utilizados para condução do ar contaminante, interligando os componentes do sistema.

Ventilador: fornece a energia requerida para o escoamento.

Coletor: Remoção dos contaminantes do ar.

Equipamento de controle da poluição. Evita a contaminação atmosférica no meio ambiente.

Podem ser sistema centralizados ou sistemas unitários.

Figura 3. Ventilação Local exaustora

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2. ENERGIA EM SISTEMAS DE VENTILAÇÃO Curva do Sistema Os sistemas de ventilação industrial são constituídos pelos dutos com peças e acessórios (filtros, lavadores, registros e outros). O sistema oferece resistência ao escoamento provocando a denominada perda de carga que é a dissipação de energia ocorrida pela resistência ao escoamento do gás pelo sistema.

A figura abaixo mostra um sistema típico de ventilação exaustora para captação e filtragem ou lavagem do ar que contém impurezas.

Figura 4. Sistemas de ventilação industrial Ponto "e": Ponto de captação do gás contaminado na coifa.

Ponto "o": Ponto de aspiração do gás contaminado do gás na entrada do ventilador.

Ponto "3": Ponto de insuflamento do gás na boca de saída do ventilador.

Ponto "4": Ponto de saída do gás já limpo lançado na atmosfera.

Equação de Energia entre "e" e "0" • Considera-se como plano de referência que passa por "0", sendo Jr a perda de carga entre "e" e "0" .

he +

pe ve2 p v2 + = h0 + 0 + 0 + J a γ 2g γ 2g

Observa-se que pe representa a pressão atmosférica. A relação pe/γ representa a altura equivalente da pressão atmosférica (Hatm) que pode ser fornecida por exemplo em mm de coluna de água. Jr representa a perda de carga na tubulação de aspiração (dutos + acessórios).

ve2 Fazendo: J = J a − , substituindo pe/γ por Hatm e considerando desprezível o termo he .

2g * a

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he +

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p e ve2 p v2 + = h0 + 0 + 0 + J a 2g 2g γ γ

0 + H atm

p 0 v 02 = 0+ + + J a* 2g γ

a partir desta expressão podemos explicitar a pressão total na boca de entrada do ventilador:

 p0 v02    = H atm − J a* + γ 2 g   Equação de Energia entre "3" e "4" •

Considera-se como plano de referência o que passa por "0".

i+

p3 v32 p v2 + = h4 + 4 + 4 + J r γ 2g γ 2g

Observa-se que p4 representa a pressão atmosférica, e a relação p4/γ representa a altura equivalente da pressão atmosférica (Hatm) que pode ser fornecida por ex: em mmH20. Fazendo desprezível a pressão equivalente da coluna de gás "i" e h4 a expressão anterior fica simplificada como:

p 3 v32 p 4 v 42 + = h4 + + + Jr i+ γ 2g γ 2g 0+

p3 v32 v2 + = 0 + H atm + 4 + J r γ 2g 2g

desta forma se obtém a pressão total na saída do ventilador:

 p3 v32  v2   = H atm + 4 + J r + 2g  2g γ Altura Útil de Elevação:

 p − p 0   v32 − v02    +  H u =  3  γ   2g  também podemos escrever:

p v2   p v2  H u =  3 + 3  −  0 + 0  2g   γ 2g  γ substituindo as expressões obtidas anteriormente se obtém:

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 p 3 v32   p 0 v02  −  H u =  +   γ + 2g  2 γ g    

  v H u =  H atm + + J r  − H atm − J a* 2g   2 v H u = 4 + J r + J a* 2g 2 4

(

Hu

Curva do ventilador

)

Considerando como JT a perda de carga total do sistema (soma das perdas de carga de todos os componentes do sistema) obtemos finalmente a equação característica do sistema de ventilação.

Hu = JT +

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Pressão de operação

Ponto de operação

Curva do sistema

v 42 2g

Vazão de operação

Q

Que pode ser representada numa curva característica como:

H = kQ 2 Figura 5. Curva característica do sistema

Curvas do Sistema A curva do sistema representa a perda de carga total no sistema incluindo a perda de carga dos dutos, equipamentos de controle, dampers e outros componentes do sistema. O ponto de operação do ventilador deve coincidir com o ponto de operação do sistema, tal como representado na Fig.5 • •

A vazão do sistema é exatamente igual a capacidade do ventilador.

A pressão desenvolvida pelo ventilador coincide exatamente com a resistência do sistema.

Dependendo do tipo de perda de carga, o sistema pode apresentar diferentes equacionamentos.

Tabela 1. Curva Característica de diferentes tipos de sistemas Tipo de sistema Reservatório Borbulhante Filtro de mangas Silo para grãos Sistema de ventilação

Tipo de escoamento Turbulento Laminar Levemente turbulento Turbulento

Tipo de perda de carga Constante Linear com a vazão Muda com a vazão Muda com a vazão

Tipo de equação H= cte.

H=kQ H=kQ1,5 H=kQ2

O Boletim Técnico No 8 da OTAM (Característica dos Sistemas de Ventilação e dos Ventiladores) apresenta uma explicação detalhada de cada um destes sistemas.

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3. Perda de Carga em Sistemas de Ventilação Tal como nos sistemas de bombeamento de água, nos dutos de ventilação industrial carateriza-se o escoamento em função do número de Reynols.

Re < 2000 escoamento laminar.

Re > 2000 e menor que 4000 escoamento de transição (escoamento instável) Re > 4000 escoamento turbulento.

Re =

VD ν

onde V é a velocidade media no duto, D o diâmetro interno do duto e ν, é viscosidade cinemática do gás.

Perda de Carga em tubulações de seção circular Em sistemas de bombeamento a perda de carga era dada em m de coluna de fluido. Nos sistemas de ventilação industrial se trabalha diretamente com a pressão (Pa) ou em milímetros de coluna de água (mmH20). Expressa em Pascal é dada pela expressão:

∆P = f

L V2 ρ D 2

(Pa)

Onde é a massa específica do gás e f é o fator (ou coeficiente) de atrito da tubulação. Para regime laminar pode ser utilizado f = Re/64 e para regime turbulento e transição pode ser utilizada o diagrama de Moody ou equações que representam tal diagrama.

Coeficiente de Atrito: Determina-se em graficamente pelo diagrama de Moody em função de Re e ε/D, onde ε é a rugosidade do material da tubulação, ou com equações que dependem do regime de escoamento. Podemos utilizar por exemplo a seguinte expressão:

f =

Rugosidade Absoluta da tubulações (ε)

0,25

  ε / D 5,74  + 0,9  log   3,7 Re 

2

A eq. é válida para: 10-6 < ε/D < 10-2 5000 < Re < 108

Perda de Carga dos Acessórios ∆P = (K acc1 + K acc 2 + K acc 3 + ...)ρ

V2 2

(Pa)

Em anexo apresentam-se diferentes valores do coeficiente de perda de carga K.

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Perda de Carga de Carga Unitária Podemos expressar a perda de carga em milímetros de coluna de água (mmH20), desta forma: hH 2 0 =

∆P ρ H2 0 g

x1000 (mmH20)

considerando a massa especifica da água igual a ρH20=1000kg/m3,

∆P (mmH20) g Desta forma: hH 2 0 =

L V2 ρ D 2g

h H 20 = f

(mmH20)

considerando a perda de carga por metro de tubulação denominado Ju=hH20/L ρ V2 D 2g

Ju = f

(mmH20/m)

Para uma tubulação com um comprimento L a perda de carga será J L = J u xL (mmH20) ou em Pascal ∆P = gJ L (Pa) Expressando a Eq. de Ju, em função da vazão e da área (Q=vA) onde Q é dada em m3/s e A em m2.

Ju = f

ρ Q2 D 2gA 2

Expressão a área da seção transversal da tubulação em função do diâmetro: Ju =

Ju =

8 ρ f 5 Q2 2 gπ D

f ρ 2 Q (mmH20/m) 12,1 D 5

Quando se utiliza o método de igual perda de carga, se fixa o valor de perda unitária Ju. Assim, podemos dimensionar, para outros trechos do sistema com vazões diferentes, o diâmetro da tubulação:

 f D =   Ju

  

0, 2

D = 0,607 ρ

 ρ8  2  gπ

  Q 0, 4 

 f   Ju

  Q 0, 4 

0,2

0, 2

0, 2

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(m)

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Diâmetro Equivalente Se utiliza para determinar o comprimento característico de uma seção não circular. O Deq fundamenta-se na determinação do diâmetro de um duto circular, que apresenta uma força media resistente ao escoamento, igual à que apresente o duto de seção qualquer. Isto é com perda de carga equivalente.

Diâmetro Hidráulico: Representa um diâmetro equivalente, considerando uma mesma velocidade do escoamento.

Deq =

2ab a+b

Diâmetro Equivalente Industrial: Representa o diâmetro equivalente para uma mesma vazão do escoamento. Utilizado no âmbito de ventilação industrial e condicionamento de ar.

Deq = 1,3

(ab )0,625 (a + b )0,25

Exemplo1. Ar escoa com uma vazão de 100 m3/h. Determinar o diâmetro do duto e a perda de carga por unidade de comprimento (metros) no duto. Resposta. J= 0,17mmH20/m D=60cm Exemplo2. Determinar a dimensão do duto de ar de seção retangular de lados igual a 1 (seção quadrada) , que é equivalente ao duto de seção circular do exemplo anterior. Resposta. Lados: a=55cm b=55cm.

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4. Dimensionamento de Dutos O dimensionamento de dutos é realizado em função da vazão e perda de carga total do sistema. São levados em consideração critérios de espaço disponível (por exemplo, no forro dos vários andares do edifício, ou sob o piso falso de um ambiente), economia, geração de ruídos e deposição de particulado sólido e pó.

•

•

• •

• •

• •

Um duto de grande diâmetro vai provocar perda de carga reduzida (baixo custo operacional, menor custo de investimento no ventilador), baixo nível de ruído (proporcional à velocidade do escoamento), mas poderá apresentar deposição de material sólido e poeira e, consequentemente, de ser um meio de cultura de bactérias, além de ter um custo inicial elevado.

Um duto de pequeno diâmetro, por outro lado, terá um custo inicial reduzido, a velocidade será superior à minima para provocar deposição de pó, mas ocasionará uma elevada perda de carga e alto nível de ruído.

Como então estabelecer as dimensões dos dutos de ventilação, levando em conta estes múltiplos critérios?

Existem normas que fixam valores máximos para a velocidade do gás em dutos, dependendo da finalidade a que se destina o sistema de ventilação, como a da tabela reproduzida a seguir, que foi obtida da NB-10.

A velocidade mínima pode ser ditada pelo critério de deposição de particulado sólido ou pó. Mas, entre este valor mínimo e o valor máximo estabelecido por norma, qual é o valor adequado?

A economicidade do sistema e, principalmente, os requisitos impostos pela distribuição de ar em um sistema de ventilação complexo, que tem dutos principais, dutos secundários e ramificações, é que ditarão o valor ideal da velocidade do escoamento e, consequentemente, do tamanho do duto a ser utilizado.

O cálculo da perda de carga em dutos de sistema de ventilação utiliza os mesmos conceitos e metodologia dos sistemas de bombeamento.

Referências fundamentais : Publicações (Handbooks) da ASHRAE – American Society of Heating, Refrigeration and Air-Conditioning Engineers (Hanbook of Fundamentals e o Handbook of Applications).

Classificação: Pressão em Dutos - Segundo ABNT NB-10/1978 Pressão Baixa: 50mm H2O e V até 10m/s Pressão Média: 150mm H2O e V maior que 10m/s Pressão Baixa: 150 a 250mm de H2O e V maior que 10m/s

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4.1 Procedimentos para Projeto de Sistemas de Ventilação Projeto de Sistema de Ventilação Simples (Com um duto somente, sem ramificações) • Fixação das dimensões do duto e o cálculo da perda de carga.

• Seleção do ventilador, nas condições operacionais e em critérios como a geração de ruído, tipo de acionamento.

• Correção da curva característica do ventilador para o estado do ar na sucção.

• Determinação do ponto de operação entre a curva do sistema com a curva corrigida do ventilador.

Projeto de Sistema de Ventilação Complexo (Com várias ramificações) • Fixar as dimensões dos dutos, seleção de elementos auxiliares e cálculo da perda de carga, a partir do estabelecimento da vazão total e das vazões em derivações e ramificações.

• Seleção do ventilador em função das condições operacionais (vazão e pressão total) considerando critérios como nível de ruído, tipo de curva característica, tipo de acionamento, tamanho.

• Correção da curva característica do ventilador para o estado do ar na aspiração.

• Determinação do ponto de operação do sistema (vazão e pressão total do ventilador), e vazão e pressões ao longo dos dutos de insuflamento e retorno, principais, secundários e derivações.

• Projeto do sistema de dutos: traçado, seleção do material, sustentação e ancoragem, desenhos para construção e montagem.

• Distribuição de ar no ambiente a ser insuflado e/ou aspirado.

4.2 Dimensionamento de Sistemas de Ventilação Simples Os sistemas de ventilação simples são formados pelos dutos de aspiração e insuflamento (à montante e à jusante, isto é, antes e depois do ventilador), e têm poucas ou nenhuma ramificação. Nestes casos se utiliza o procedimento de cálculo conhecido como o método da velocidade. O método da velocidade utiliza os limites de velocidade em vários trechos do sistema de ventilação impostos por normas, como a NB-10.

As etapas do dimensionamento serão as seguintes: • Pré-seleção do ventilador baseada nas condições operacionais.

• Correção da curva característica; especificação dos limites de velocidade nos vários trechos do sistema e os valores-limite para as dimensões dos dutos neste trechos.

• Determinação do ponto de operação do sistema.

• Se o escoamento no sistema é incompressível ∆PT < 500 mmH20 ou v < 100 m/s O tratamento do problema é exatamente igual àquele adotado para bombas e sistemas de ventilação, desde que a curva característica do ventilador tenha sido corrigida para as condições ‘in-situ’ do ar. Em síntese: 1- Pré-seleção de ventilador com características apropriadas: vazão, pressão total, rotação, ruído, acionamento, fluido de trabalho, eficiência, peso, custo.

2- Correção da curva característica do ventilador para a condição real de operação, isto é, a densidade do fluido na sucção do ventilador.

3- Especificação dos valores-limite de velocidade do ar nos vários trechos do sistema e o consequente estabelecimento dos valores-limite de diâmetro hidráulico dos dutos.

4- Cálculo da curva característica do sistema de ventilação, aplicando a equação da energia ao escoamento entre as extremidades do sistema de ventilação.

O procedimento implica em conhecer as características físicas do sistema, algumas determinadas nos ítens 1 e 3, anteriores: condições de entrada e saída (pressões), comprimento e diâmetros de dutos, material do duto, singularidades (curvas, dampers, ramificações e derivações, etc). Obtém-se, então, a pressão total do sistema de ventilação

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4.3 Dimensionamento de Sistemas de Ventilação Complexos O dimensionamento de sistemas complexos, com muitas ramificações, vários dutos secundários, ramais, e outros elementos envolve a solução simultânea de um grande número de equações. Fora disto o sistema esta sujeito a restrições de normas (velocidade máxima, por exemplo) ou restrições físicas (espaço disponível). O dimensionamento é geralmente realizado com programas computacionais apropriados, com algorítmos para a solução simultânea das equações e esquemas lógicos para contemplar as várias restrições existentes. Nestes casos o método da velocidade pode ser utilizado para o pré-dimensionamento do sistema. Dois outros procedimentos de cálculo são utilizados: • •

Método da igual perda de carga Método da recuperação estática

O método da recuperação estática produz melhores resultados, em termos de balanceamento do sistema, de consumo de energia e geração de ruído.

Método da Igual Perda de Carga • • •

Se trabalha com uma perda de carga constante por unidade de comprimento de duto, isto é, um gradiente de pressão constante ao longo do sistema de ventilação.

Utilizado para projetar os chamados sistemas de baixa velocidade e baixa pressão (0 – 50 mmH2O).

Sua principal vantagem é que a velocidade reduz-se no sentido do escoamento, e assim há uma menor geração de ruído.

Não é simples obter um gradiente de pressão constante ao longo do sistema: pode haver restrição de dimensões para o duto principal e ramais, os comprimentos podem ser longos, a quantidade de singularidades pode variar substancialmente nos vários ramais. Por mais que o sistema seja favorável para dimensionamento com este método, quase sempre o ajuste final do sistema será obtido com atuação nos ‘dampers’, embora de forma menos drástica que no pré-dimensionamento com o método da velocidade.

Método da Recuperação Estática • • • • •

•

O método da recuperação estática é mais utilizado nos sistemas de média pressão (50 – 125 mmH2O) e e alta pressão (125 – 250 mmH2O).

Consiste em desacelerar o escoamento à medida em que energia é dissipada como perda de carga.

A desaceleração do escoamento é obtida com o aumento da seção do duto. O duto cresce no sentido do escoamento.

A queda de pressão provocada pela dissipação viscosa é compensada com a redução da energia cinética do escoamento.

A pressão no interior do sistema de ventilação é uniforme e qualquer desbalanceamento (por exemplo, o ‘damper‘ de um dos ambientes é fechado) é ajustado igualmente entre todos os outros ambientes (a vazão que não será mais insuflada no ambiente que teve o ‘damper’ fechado será distribuída igualmente entre todos os demais).

A principal desvantagem do método é que o duto aumenta de seção transversal no sentido do escoamento.

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4.4 Ruído no Sistema de Ventilação Se utiliza com um critério importante da qualidade do projeto já que pode interferir na saúde dos usuários dos ambientes ventilados e refrigerados, é o nível de ruído provocado pelo sistema de ventilação ( o ar, escoando em um duto, ao passar por “dampers” e grelhas, gera ruído, assim como o ventilador. Estes ruídos se propagam pelos dutos e atinge o ambiente habitado).

Os níveis de pressão sonora (isto é, os níveis de ruído por banda de freqüência em que ocorrem) dos ambientes habitados são estabelecidos por normas, é o que se denomina de padrão de conforto acústico. O sistema de ventilação tem que atender estas normas de saúde pública. A tabela mostra como exemplo, os valores-limite, por banda de freqüência, especificados pela norma uma norma específica, a NC-65.

Freq. (Hz)

63

125

250

500

1000

2000

4000

8000

Norma NC-65 (dB)

80

75

71

68

66

64

63

62

O fabricante do equipamento deve fornecer a pressão sonora gerada por ventiladores. Caso tal informação não esteja disponível, deve-se utilizar níveis sonoros de referência, aplicáveis a equipamentos similares aos que serão utilizados no sistema de ventilação. Uma referência são os manuais ASHRAE Applications da American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers – USA. Tais manuais indicam uma metodologia de cálculo para valores médios de referência da pressão sonora provocada por ventiladores de vários tipos, de acordo com a vazão e a pressão de operação.

Como exemplo, a tabela abaixo ilustra os valores dos níveis de pressão sonora, por banda de frequência, obtidos para um ventilador axial (tipo "vane-axial") de 1,80 metros de diâmetro, operando com Q=100 m3/s e uma pressão total H =32 mmH2O:

f (Hz)

63

125

250

500

1000

2000

4000

8000

P(dB) 95,3 98,2 94,2 95,2 93,2 90,2 Cálculos de acordo com o ASHRAE Applications, 1980

88,2

86,2

Neste caso o ruído provocado pelo ventilador supera os valores máximos da norma NC-65. Se esta for a norma que deve ser aplicada ao ambiente onde serão instalados estes ventiladores (situação hipotética), será necessário instalar atenuadores para atender o nível de conforto acústico.

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ANEXO - TABELAS - Dimensionamento de Sistemas Tabela A-1 Velocidades Recomendadas para Dimensionamento de Dutos Contaminantes Gases e vapores Fumos Poeira fina Poeira média Poeira grossa Partículas grandes, materiais úmidos

Velocidade (m/s) 5a5 7 a 10 10 a 13 18 a 20 20 a 23 > 23

Tabela A-2 Velocidade do ar em dutos e Difusores Elemento

Entrada de ar no duto Filtros Lavador de ar Aspiração do ventilador Saída do ventilador Ramais horizontais Ramais verticais Difusores (bocas) de insuflamento

Edifícios públicos (m/min) 150-270 90-110 150 - 210 250 - 300 600 - 660 270-390 210-360 30-120

Industrias (m/min) 150-360 110-120 150-210 300-430 720-840 180-540 240-480 60-300

Tabela 9.2 Macintyre

Tabela A-3 Renovações de ar para recintos a serem ventilados Recinto a ser ventilado Duração em minutos Renovações de de ar por hora cada renovação de ar Auditórios 6-3 10-20 Salas de conferência 2,4-1,7 25-35 Restaurantes 10-3 6-20 Escritórios 10-3 6-20 Oficinas 7,5-5 8-12 Cozinhas 3-2 20-30 Fundições 12-3 5-20 Casas de caldeira 3-2 20-30 Sanitários 7,5-3 8-20 Tabela 6.2 Macintyre

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Tabela A-4 Velocidades em dutos de ar e equipamentos (extrato da NB-10): Designação

Tomada de ar do exterior Serpentina Resfriamento Aquecimento Descarga ventilador Min Máx Duto principal Min Máx Ramal horizontal Min Máx Ramal vertical Min Máx

Recomendada (m/s) Residências Escolas, teatros, edifícios públicos 2,50 2,5

Residências 4,0

Máxima (m/s) Escolas, teatros, edifícios públicos 4,5

2,25

2,5

2,25

2,5

5,0 8,0

6,5 10,0

--8,5

--11,0

3,5 4,5

5,0 6,5

---6,0

---8,0

3,0

3,0 4,5

--5,0

--6,5

2,5

3,0 3,5

--4,0

--6,0

Tabela 9.3 Macintyre

Tabela A-4. Bitolas Recomendadas para Chapas de Aço - Bitola (U.S.S.G) Diâmetro (cm)

Contaminantes não abrasivo, serviço normal

≤ 20 20 a 46 46 a 76 > 76

24 22 20 18

Contaminante abrasivo, concentração fraca, Serviço severo 22 20 18 16

Contaminante abrasivo, concentração alta, serviço muito severo 20 18 16 14

Tabela A-4 Espessuras das Chapas de Aço (U.S.S.G) U.S Standar Gauge Bitola (U.S.S.G) 24 22 20 18 16 14

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Espessura (mm) 0,64 0,79 0,95 1,27 1,59 1,98

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INFORMAÇÃO SOBRE VENTILADORES Tabela A-6 Informações sobre Fabricantes de Ventiladores

Empresa Aulas da UNICAMP

Site na Internent www.fem.unicamp.br/~em712

(material de ventiladores e bombas) Ventiladores OTAM

www.otam.com.br

Ventiladores VentiSilva Ltda.

www.ventisilva.com.br/Index.htm

Ventiladores Pfaudler

www.pfaudler.com.br/torin.htm

Ventiladores e artigos técnicos

www.howden.com/library/technicalinfo.html

Fabricante Canadence

www.leaderfan.com

Ventiladores Industrias

www.fansandblowers.com

Penn Ventilation

www.pennvent.com

Air Moviment and Control Association

www.amca.org

Associação com normas de ventiladores Continental fan

www.continental-fan.com

Indutrial Ventilations

www.indvent.org/articles.html

Artigos, programas Software

www.elitesoft.com/web/hvacr/heavent.htm

Twin City Fan Companies, Ltd.

www.tcaxial.com/tcaxial/index.html

Informação técnica Calculo de dutos e perda de carga

www.connel.net/freeware/download.shtml

Calculo de dutos e perda de carga

www.aardweb.com/tims-tools/airtools.htm

Ventiladores para computadores

www.comairrotron.com/ACFans/default.htm

Referência Bibliográficas

• • • • • • • •

Ventilação industrial: Controle da Poluição, A. J. Macintyre. RJ, Ed. Guanabara, S.A, 1990.

Ventilação Industrial, C. A. Clezar. A. C.Ribeiro Nogueira., Ed. Da UFSC., 1999 Instalações de Ar Condicionado, H. Creder. Ed. LTC. S.A., 2 Edição, 1985.

Tecnologia do Condicionamento de Ar, E. Yamae e Heizo Saito. Ed. Edgar Blucher Ltda., 1986.

Industrial Ventilation Workbook, D.Jeff Burton. Carr Printing, 1997.

Material SFM Unicamp. Disciplina de Sistemas Fluidomecânicos., 1999 Manual Técnico da OTAM, 2001.

O Boletim Técnico No 8 da OTAM (Característica dos Sistemas de Ventilação e dos Ventiladores).

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Dimensionamento

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VENTILAÇAO LOCAL EXAUSTORA

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Ventilação Local Exaustora

1

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INTRODUÇAO O presente material complementa tópicos de ventilação local exaustora da apostila de sistema de ventilação industrial. O material básico de referencia utilizado foi: • • •

Ventilação industrial: Controle da Poluição, A. J. Macintyre. RJ, Ed. Guanabara, S.A, 1990.

Ventilação Industrial, C. A. Clezar. A. C.Ribeiro Nogueira., Ed. Da UFSC, 1999 Industrial Ventilation Workbook, D.Jeff Burton. Carr Printing, 1997.

Trata-se de uma versão inicial a qual deverá ser ampliada e complementada com outros conteúdos incluindo novas tabelas com especificações de captores para diferentes aplicações.

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1.1 Ventilação Local Exaustora •

Na Ventilação Local Exaustora (VLE) o contaminante é removido junto à fonte onde o poluente é gerado evitando que se espalhe no ar do recinto.

Componentes do Sistema: Captor: Ponto de entrada do contaminante a ser aspirado pelo sistema. O sucesso ou falha de um sistema de VLE esta diretamente relacionado com o projeto do captor.

Dutos: Utilizados para condução do ar contaminante, interligando os componentes do sistema.

Ventilador: Origina a depressão contaminado entra no captor.

pela

qual

o

ar

Coletor: Dispositivos que retenham as partículas ou dissolvam gases impedindo que sejam lançados livremente a atmosfera. Podem ser coletores de partículas, filtros, lavadores de gases, presipitadores eletrostáticos.

Os sistemas VLE podem ser sistemas centralizados ou sistemas unitários.

Figura 1. Ventilação Local exaustora.

1.2 CAPTORES PARA COLETA DE POLUENTES LOCALIZADOS O captor permite, a partir de uma depressão originada por um ventilador, criar uma corrente de ar arrastando os gases poluídos para seu interior afim de que não se espalhe pelo recinto.

Os captores também extraem parte do ar do ambiente o qual é compensado pelo ar que penetra por janelas, portas e frestas. Correntes de ar transversais não devem afetar a corrente de ascensão do contaminante até o captor.

Define-se a velocidade de captura (Vc) como aquela que deve ter a partícula de contaminante para deslocar-se até a boca do captor.

Esta velocidade depende do tipo de contaminante e processo de trabalho conforme se mostra a Tab.1. e Tab.2.

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Figura 2. Captor para coleta de poluentes.

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Tabela 1. Velocidade de Captura Recomendadas.

Método de Dispersão do Contaminante

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Exemplos

Velocidade de Captura (m/min)

Emissão de poluente sem velocidade inicial. Tanques de evaporação.

15 – 30

Gás como velocidade muito baixa dentro de Cabines de pintura; enchimento ar parado. intermitente de containeres; transferência em transportadoras a baixas velocidades; soldagem; chapeamento.

30 – 60

Geração ativa numa zona de alta movimentação de ar.

Pintura com pistola, enchimento de barris e de correias transportadoras.

60 – 150

Alta velocidade inicial dentro de uma zona de muito alta movimentação de ar.

Moinhos; desbastamento abrasivo; tombamento.

150 – 600

Fonte: http://www.compositesusa.com/duct_class/duct_class_design_1.htm

Tabela 2. Coeficiente de Entrada e Coeficiente de Perda de Carga Tipo de Captor

Coeficiente de Entrada ( Ce )

Coeficiente de Perda de Carga (k)

Duto plano redondo ou retangular

0.72

0.93

Duto redondo ou retangular com flanges

0.82

0.49

Entrada em forma de cone

0.98

0.04

0.96

0.08

0.93

0.15

0.93

0.16

Cônico retangular 90

0.89

0.25

Duto com tela 80% na entrada.

0.55

2.30

o

Cônico redondo 30

o

Cônico redondo 90

o

Cônico retangular 30

o

Fonte: http://www.compositesusa.com/duct_class/duct_class_design_1.htm

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Entre os captores podem existir captores fechados nos quais a fonte de contaminante permanece dentro do captor. O captor possui pequenas frestas nas quais se recomenda que a velocidade do ar aspirado seja de 0,5 m/s a 1,0 m/s. Existem também coletores tipo cabine o qual apresenta uma fase aberta permitindo o acesso. Se recomenda que a velocidade do ar seja de 0,5 m/s a 1,0 m/s dependendo do processo e grau tóxico do contaminante.

(a) fechado

(b) cabine Figura 3. (a) captor tipo fechado (b) captor tipo cabine.

O captor externo se utiliza para poluentes menos tóxicos ou quando não se podem utilizar outros tipos de captores. O captor receptor é aquele que aproveita a velocidade gerada pelo próprio contaminante no processo industrial.

(b) receptor (a) externo Figura 4. (a) captor externo (b) captor receptor.

Os sistemas sopro exaustão são utilizados em tanques com superfície aberta de grande largura onde a retirada do contaminante não poderia ser feita por exaustão convencional. A velocidade media para o sopro do contaminante deve estar compreendida entre 5m/s a 10m/s e a velocidade para exaustão deve ser maior que 1,5m/s.

Figura 5. Captor tipo sopro-exaustão.

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1.3 PRESSAO ESTÁTICA E PERDA DE CARGA EM CAPTOTES Para determinar a pressão estática depressão a jusante do captor aplicamos a Eq. de energia utilizando como referencia a Fig.6.

p0 V02 p E VE2 + − hke = + ρg 2 g ρg 2 g

Figura 6. Perda de carga em captores.

Trabalhando com pressão relativa e considerando ar em repouso na aspiração obtemos a pressão estática na entrada do duto:

 pE V2  = − hke + E  ρg 2g   A perda de carga total de um captor é dada pela expressão:

hK = khV onde k é o coeficiente de perda de cara do captor e hv a pressão dinâmica no tudo do captor:

hV =

V2 V2 (m.c.ar) ou também: hV = ρ 2g 2g

Considera o que

(mmH 2 0)

ou também

PV = ρ

V2 2

( Pa )

p E = hE ρg podemos expressar a pressão estática em metros coluna de ar como:

hE = −(1 + k )hV Em termos de valor absoluto a pressão estática do captor e dada por:

PE = (1 + k )PV

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1.4 COEFICIENTE DE ENTRADA e COEFICIENTE DE PERDA DE CARGA A perda de carga dos captores é originada principalmente devido a um estrangulamento do ar quando entra no duto reduzindo-se a área de passagem do escoamento. Isto denomina-se efeito da “vena contracta” . O centro da vena contracta é achada geralmente D/2 a partir da entrada do duto, onde D é o diâmetro do duto.

Figura 7 – Vena contracta de captor Define-se o coeficiente de entrada num captor como:

Ce =

Q Qi

onde Q é a vazão real e Qi a vazão ideal (sem perdas).

Podemos expressar a pressão dinâmica em função da vazão:

PV = ρ

Q2 Desta forma a vazão real e dada por: 2 A2

Q=A

2Pv ρ

No caso em que não existem perdas (k=0) a pressão estática

PE = (1 + k )PV se reduz a PE = PV logo a

vazão ideal e dada por:

Qi = A

2PE ρ

Substituindo estas expressões na definição do coeficiente de entrada:

Ce =

PV PE

=

PV (1 + k ) PV

=

1 (1 + k )

Obtendo-se o coeficiente de perda de carga em função do coeficiente de entrada

k=

1 − C e2 C e2

Os valores de k e Ce são dado em tabelas para diferentes captores.

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1.5 CAPTOR COM BOCAS PLANAS CIRCULARES OU QUADRADAS Nos captores com bocas planas a vazão e dada por:

Q = AV Onde A é a seção transversal do captor, e V a velocidade no captor.

Pressão Dinâmica

PV = ρ

V2 2

Pressão Estática a montante do captor

PE = (1 + k )PV Para captores com flanges o coeficiente de perda de carga k=0,49 e o coeficiente de entrada Ce=0,82. Para captores sem flanges k=0,93 Ce=0,72.

Figura 8. Captor com flange.

Para captores com aberturas a vazão e dada por:

(

)

Q = F 10 X 2 + A Vc onde Vc é a velocidade de captura e X a distância da boca do captor até o ponto de captação da fonte poluidora. Para captor sem flange F=1,0 para captor com flange F=0,75. Para outros captores ver Tab.3.

CAPTOR PARA ESMERIL Para captores de esmeril se utiliza um coeficiente de perda de carga k=0,65.

Para captores utilizados em esmeril para polimento, a velocidade necessária para as partículas escoar para o captor é igual a 18m/s.

A vazão do captor pode ser estimada por:

Q = 0,0066 D − 0,023

3

(m /s)

Onde D e o diâmetro da roda do esmeril em centímetros.

Figura 9. Captor para esmeril.

Para esmeril com materiais mais abrasivos, necessária para as partículas escoar para o captor é igual a 23 m/s.

Q = 0,0093D − 0,023

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3

(m /s)

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Tabela 3. Vazão para Captores Tipo de Captor

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Relação W/L

Vazão

Fresta plana retangular.

<0.2

Q = 3,7 LXVc

Fresta plana retangular com flange.

<0.2

Q = 2,8 LXVc

Abertura plana retangular.

>0.2

Q = F 10 X 2 + A Vc

(

)

Onde: F=1,0

Abertura plana retangular com flange.

>0.2

(

)

Q = F 10 X 2 + A Vc Onde F=0,75.

Cabines

-

Q = LWVc

Captores tipo Coifas

-

Q = 1,4 PDVc

Onde: W =Largura do captor.

L = Comprimento do captor.

X = Distância até a fonte contaminante.

P = Perímetro de trabalho.

D = Distância da coifa até o ponto de captura.

Vc= Velocidade de captura na distancia X. A = Área da seção transversal do captor.

Fonte: http://www.compositesusa.com/duct_class/duct_class_design_1.htm

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1.6 COIFAS PARA PROCESSOS QUENTES Considera-se o empuxo do ar devido a convecção de calor pela dissipação de calor da fonte quente. A vazão de projeto do captor e calculada por:

QY = Q0 + Qi Q0 : Vazão nos limites da fonte quente Qi : Vazão de ar induzida próximo da fonte.

Figura 10. Coifas para processos quentes.

Para Coifas Baixas ( Y < 1,0m ) Vazão do projeto do captor

(

QY = 38 A02 Dq& C

)

1/ 3

(litros/s)

2

Onde Ao (m ) e área ascensional nos limite da fonte quente, D(m) diâmetro da fonte (m), qC (W) calor dissipado por convecção pela fonte quente.

A taxa de calor dissipado e dada por:

q& c = hc A(Ts − Tar )

(W)

2

Onde hc ( W/(m K) )e o coeficiente de convecção de calor, Ts e a temperatura superficial da fonte de calor, Tar e a temperatura do ar ambiente, A área da superfície quente. O valor de hc determina-se com correlações especificas para escoamento laminar ou turbulento através de números adimensionais como o numero de Grashof e número de Prandtl.

Para Coifas Altas (Y > 1,0m) Vazão do projeto do captor

QY = 7,7(q& C ) (Y + 2 D)1, 46 1/ 3

(litros/s)

O raio da corrente ascensional de gás quente e dada por:

r = 0,215(Y + 2 D) 0,88 (m) o raio da coifa devera ser maior que este adotando-se por ex: Dcoifa= 2r (m) +0,5m Na presença de correntes transversais recomenda-se incrementar a área da fase

Q = QY + Q f Q f = Af V f Qf e a vazão da fase, Vf velocidade recomendada (0,5 m/s a 0,8 m/s) e Af incremento de área de fase

Af =

(

2 π Dcoifa − ( 2r ) 2

)

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COLETORES - CICLONE São coletores centrífugos que imprimem um movimento rotatório ao gás de tal forma que pela força centrífuga aplicada fazem com que as partículas contidas no gás sejam lançadas contra as paredes decantando e caindo por gravidade no elemento cônico as quais podem ser coletadas e recolhidas. O ar menos poluído assim como partículas de menor diâmetro seguem um movimento espiral ascendente saindo na extremidade superior do ciclone. Os principais parâmetros para a seleção de um ciclone são a eficiência e a perda de carga.

A perda de carga de um ciclone pode ser avaliada pela relação:

∆P = k C PV = k C ρ ar

Ve2 (Pa) 2

Onde a pressão dinâmica (PV) é determinada em função da massa especifica do ar ρar e da velocidade media do ar na seção de entrada do ciclone (Ve) compreendida entre 5 a 20m/s. Para Ve > 20 m/s a perda de carga será muito alta e para Vc < 5,0 m/s a eficiência do coletor pode ser muito baixa.

A k C = 21,16 e  As

  

1, 21

onde Ae e As são respectivamente a área da seção transversal da entrada e saída do ciclone.

Tabela 4. Ciclones padronizados Dimensão Ciclone Padrão A (alta eficiência) Fator multiplicativo do diâmetro (d) Ciclone Padrão B (média eficiência) Fator multiplicativo do diâmetro (d)

l

H

S

dd

L

L’

db

d

0,2

0,5

0,5

0,5

1,2

2,5

0,2

1,0

0,375

0,75

0,875

0,75

1,5

2,5

0,2

1,0

Fonte: Mesquita et al. 1997

A eficiência de coleta para partículas com diâmetro dp é dada por:

ηC =

1

 d pc 1+  d  p

   

2

Onde dcp é o diâmetro da partícula coletada com 50% de eficiência dado por:

d pc = 0,27

µ ar d Ve (ρ p − ρ ar )

onde µar (kg/m.s) é a viscosidade dinâmica do ar ρar 3 (kg/m ) é a massa especifica do ar e ρp é a massa especifica da partícula e d o diâmetro do ciclone (m) A tabela 4 junto com a Fig.11 mostra as principais dimensões de ciclones padronizados considerando alta e media eficiência.

Figura 11. Ciclone padronizado Sistema de Ventilação Industrial

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PROBLEMAS [1] Determinar a pressão estática (em Pa) de um captor que apresenta um coeficiente de perda de carga 0 0,93. A velocidade no captor é igual a 15m/s. Considere ar a temperatura de 20 C. Resposta: PE = 260,6 Pa [2] Determinar o coeficiente de entrada e de perda de carga num captor que apresenta uma pressão estática de – 30mmH20 e pressão dinâmica igual a 10 mmH20.

Resposta: C e = 0,58 k = 1,97 [3] Num captor de exaustor mede-se a pressão estática sendo igual a -2,5pol.H20. O duto e de 18 pol de diâmetro e a velocidade no duto igual a 4000 pé /min. (a) Determinar o coeficiente de entrada e coeficiente de perda de carga do captor. (b) Considerando que em outras condições o sistema apresenta uma pressão 0 estática de -2,10 pol.H20 determinar a velocidade no duto. Obs. Considere ar a 20 C Resposta: (a) C e = 0,63 k = 1,52 (b) V = 18,6m / s 3

[4] Um captor de esmeril deve trabalhar com uma vazão de 1000 m /h. Para arrastar a poeira do esmeril e do material a velocidade do ar no duto deve ser igual a 25m/s. O ar é aspirado a pressão atmosférica 3 (101,32kPa). Considere que a massa especifica é 1,4 kg/m incluindo o material com polvo. (a) Determinar a perda de carga (mmH20 e Pa) na entrada do duto (b) A pressão na entrada do duto. (c) Potencia de acionamento do ventilador considerando um rendimento global de 65%.

Resposta:

(a)

hK e = 29mmH 2 0

Pk = 284,5 Pa

(c) W& acc = 310W

(b) PE = 722 Pa

[5] Determinar a vazão necessária para um captor com flanges com 25cm de diâmetro é utilizado como exaustor de fumos de solda. O captor é instalado a uma distância 40cm do contaminante. Determinar a perda de carga através do captor e a pressão estática necessária a montante do mesmo. Considere ar a o 3 20 C com massa específica igual a 1,2 kg/m .

Resposta: PE = 322,73Pa 0

[6] Um cadinho contendo metal em fusão a 870 C com 50cm de diâmetro e 100cm de altura repousa sobre o piso. Os fumos metálicos formados são carregados pela corrente de ar por convecção ascensional.

Projete uma coifa para ventilar o processo, considerando que a altura da instalação não poderá ser inferior a 3,0m. Obs. Considere que o coeficiente de transferência de calor por convecção do processo hC =8,45 2 W/(m K).

Resposta: Dcoifa = 2,0m [7] Projetar um ciclone (tipo padrão B) para coletar 87% das partículas de 50µm com massa especifica de 3 3 1200 kg/m em suspensão em uma corrente de ar com vazão de 180 m /min. (b) Determine a perda de carga do coletor em Pa e mmH20. Considere que o ar a pressão atmosférica 101,3kPa e temperatura de 0 3 -5 50 C (ρ=1,09 (kg/m ) e µ=1,96x10 (kg/m.s) ).

Dimensão Ciclone Padrão B (média eficiência) Dimensões

l

H

S

dd

L

L’

db

d

0,563m

1,125m

1,313m

1,125m

2,25m

3,75m

0,3m

1,5m

Obs. Exercícios extraídos das referencias bibliográficas.

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EXEMPLOS

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Exemplos

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• Ventiladores - Exemplos Básicos • Ventiladores - Pressões e Potências • Ventiladores - Semelhança e Efeito da Temperatura • Dutos e Perda de Carga Sistemas de Ventilação • Exemplo de Sistemas de Ventilação Industrial • Exemplos de Sistema de Ventilação Local Exaustora • Estudo Dirigido – Sistemas de Ventilação Industrial

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Exemplos

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1. VENTILADORES - EXEMPLOS BÁSICOS [ 1 ] Um ventilador deve trabalhar com ar com temperatura de 45oC sendo aspirado a pressão atmosférica. Determine a massa específica, viscosidade dinâmica e viscosidade absoluta do ar para tais condições. [ 2 ] Um sistema de ventilação aspira ar a 600C e pressão igual a 100kPa. Determine o fator de correção da massa especifica nessas condições.

[ 3 ] Determinar o fator de correção da massa específica do ar num sistema de ventilação industrial num local onde a temperatura é igual a 350C e pressão barométrica local é igual a 740mmHg. [ 4 ] Um ventilador trabalha com ar a 200C com uma vazão de 20.000 m3/h. Determine a potência útil sabendo que a altura útil de elevação é igual a 50mmH20. [ 5 ] Determine para o ventilador do problema o rendimento hidráulico considerado que trata-se de um ventilador centrífugo altura teórica para número infinito de pás igual a 65m e fator de deslizamento igual a 0,86. [ 6 ] Um sistema de ventilação apresenta uma perda de carga equivalente a 100mm H20.

Considerando que a velocidade na saída do ventilador é igual a 10m/s. Determine a altura útil em mc.ar e mmH20 e a pressão total do ventilador. Considere ar a 200C. [ 7 ] Um ventilador centrifugo com entrada radial e pás radiais na saída trabalha com uma rotação de 600rpm e apresenta um diâmetro do rotor de 800mm. O ventilador aspira ar a temperatura de 25oC e trabalha com uma vazão de 10.000m3/h. Considerando um fator de deslizamento igual a 0,8.

Determine a potência que deve ser fornecida ao ventilador considerando um rendimento global de 70%. Considere um fator de deslizamento igual a 0,8 e rendimento hidráulico de 90%.

[ 8 ] Determine o coeficiente de pressão e o coeficiente de vazão para um ventilador que deve operar com uma rotação de 1200rpm e trabalha com uma vazão de 5000 m3/h vencendo uma pressão total de 600Pa. Considere o diâmetro do rotor igual a 500mm. Considere o ar a 200C. [ 9 ] Determine a rotação específica característica de um ventilador que deve vencer uma pressão total de 600Pa e que opera com uma vazão de 5000 m3/h e rotação de 1500rpm. Que tipo de ventilador deve ser selecionado.

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Exemplos

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[ 1 ] Um ventilador deve trabalhar com ar com temperatura de 45oC sendo aspirado a pressão atmosférica. Determine a massa específica, viscosidade dinâmica e viscosidade absoluta do ar para tais condições.

Da apostila a Eq. da viscosidade do ar em função da temperatura é dada por:

ν = (13 + 0,1T ) x10 −6 ν = (13 + 0,1x 45) x10 − 6 ν = 17,5 x10 − 6

m2 s

A massa especifica poder ser determinada pela Eq. de estado:

P ρ= = RT

101,33x1000(

N ) m2

 kg  287  x(273 + 45)( K )  (Nm )K 

=

101330  kg  = 1,11 3  287 x318 m 

 m2  s  kg  . µ = ρν = 1,11 3  x17,5 x10 −6  m   s s µ = 1,94 x10−5 Pa.s

[ 2 ] Um sistema de ventilação aspira ar a 600C e pressão igual a 100kPa. Determine o fator de correção da massa especifica nessas condições. f0 = f0 =

P.T0 T .P0

100[kPa ](293)[K ] 100 x 293 = (273 + 60)[K ](101,33)[kPa ] 333 x101,33

f 0 ≅ 0,87 [ 3 ] Determinar o fator de correção da massa específica do ar num sistema de ventilação industrial num local onde a temperatura é igual a 350C e pressão barométrica local é igual a 740mmHg.

f0 =

P 293 .

(T + 273) 760

f0 =

740[mmHg ]x 293[K ] 308[K ]x760[mmHg ]

f 0 = 0,93

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Exemplos

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[ 4 ] Um ventilador trabalha com ar a 200C com uma vazão de 20.000 m3/h. Determine a potência útil sabendo que a altura útil de elevação é igual a 50mmH20. o

W u = ρ .g .H u .Q

 kg  3  m 

Para T = 20°C se determina pela Eq. de Estado: ρ = 1,2 

ρ ar H uar = ρ H 2O .H u H 2O

H u ar

 kg  1000  3   m  x 50 [m] = 41,67 mAr. =    kg   1000  1,2  3  m 

 m3   kg  m W&u = 1,2  3  x9,81 2  x 41,67[m]x5,56   m  s   s  W&u = 2,73kW [ 5 ] Determine para o ventilador do problema o rendimento hidráulico considerado que trata-se de um ventilador centrífugo altura teórica para número infinito de pás igual a 65m e fator de deslizamento de 0,86.

ηH =

Hu Hu 41,67 = = ≅ 75% H t # µ .H t ∞ 55,9

[ 6 ] Um sistema de ventilação apresenta uma perda de carga equivalente a 100mm H20. Considerando que a velocidade na saída do ventilador é igual a 10m/s. Determine a altura útil em mc.ar e mmH20 e a pressão total do ventilador. Considere ar a 200C. 2

Vs m.c.ar 2. g ρ H O .J T ( mmH 2 O ) 1000  100  JT = 2 = x = 83,34m.c.ar ρ ar 1,2 1000  102 H u = 83,34 + 2 x9,81 H u = 83,34 + 5,1 H u = JT +

H u = 88,44(m.c.ar )

H u ( mmH 2 O ) = H u ( m.c.ar ) .ρ ar H u ( mmH 2 O ) = 88,44 x1,2 = 106,129mmH 2O PTV = ρ ar .g.H u ( m .c . ar ) = 1,2 x9,81x88,44 = 1041Pa

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

5

PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

Sistemas Fluidomecânicos

[ 7 ] Um ventilador centrifugo com entrada radial e pás radiais na saída trabalha com uma rotação de 600rpm e apresenta um diâmetro do rotor de 800mm. O ventilador aspira ar a temperatura de 25oC e trabalha com uma vazão de 10.000m3/h. Considerando um fator de deslizamento igual a 0,8. Determine a potência que deve ser fornecida ao ventilador considerando um rendimento global de 70%. Considere um fator de deslizamento igual a 0,8 e rendimento hidráulico de 90%. °

Wu =

ρ .g .H .Q ηG

H t∞ =

1 (U 2CU 2 − U1CU 1 ) g

ρ=

101,33 x1000  kg  = 1,18 3  (273 + 25) x 287 m 

π .D.n m = 25,13  60 s Entrada radial α 1 = 90° ⇒ Cu1 = 0 Pás radiais na saída β 2 = 90° ⇒ U 2 = CU 2 U2 =

2

H t∞

1 U = H e = .U 2 .CU 2 = 2 = 64,4m.c.ar g g

H t # = H e .µ = 64,4 x0,8 ≅ 51,52m.c.ar Wu = °

H u = H t # .η H = 51,52 x0,9 ≅ 46,4m.c.ar

ρ .g .H .Q 1,18 x9,81x 46,4  10000  = x  ηG 0,7  3600 

W u = 2,13kW °

[ 8 ] Determine o coeficiente de pressão e o coeficiente de vazão para um ventilador que deve operar com uma rotação de 1200rpm e trabalha com uma vazão de 5000 m3/h vencendo uma pressão total de 600Pa. Considere o diâmetro do rotor igual a 500mm. Considere o ar a 200C. Coeficiente de pressão

Kp =

g .H U 22

Coeficiente de vazão:

KQ =

Q U 2 .R22

π .D.n πx1200 x0,5 m = = 31,4  60 60 s 600 P = ρ . g .H ⇒ H = ≅ 51m 1,2 x9,81

U2 =

Kp =

9,81x51 ≅ 0,5 (31,4) 2

KQ =

Q 1,39 = ≅ 0,7 2 U 2 .R2 31,4 x(0,25) 2

[ 9 ] Determine a rotação específica característica de um ventilador que deve vencer uma pressão total de 600Pa e que opera com uma vazão de 5000 m3/h e rotação de 1500rpm. Que tipo de ventilador deve ser selecionado.

ns = 16,6 x

n Q (rpm) H 3/ 4

Q=1388,9 Litros/s

PT=600Pa ≅ H=61,2mmH20

16,6 x1500 x 1388,9 (61,2) 0, 75 n s = 42410,30rpm

ns =

Com ns encontra-se na tabela da apostila do curso que se trata de um ventilador centrífugo.

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

Sistemas Fluidomecânicos

2. VENTILADORES - PRESSÕES E POTÊNCIAS [ 1 ] Um duto com vazão igual a 5000 m3/h apresenta uma pressão estática igual a 50mmH20.

Determine a pressão total no duto considerando que o mesmo tem um diâmetro igual a 300mm. [ 2 ] Um tubo de Pitot é instalado num duto de ventilação industrial com a finalidade de determinar a velocidade numa posição radial. A leitura no manômetro indica uma medida igual a 20mmH20.

Determine a velocidade medida pelo tubo de Pitot. [ 3 ] Num ventilador centrífugo é medida a pressão estática na entrada da boca de aspiração do mesmos registrando-se uma pressão igual a -127mmH20. A pressão estática na saída da boca de insuflamento é mediada sendo igual a 25mmH20. A pressão dinâmica na entrada do ventilador é igual a 25 mmH20 e a pressão dinâmica na boca de saída do ventilador é igual a 25 mmH20.

Determinar a pressão total do ventilador. [ 4 ] Determine para o problema anterior a pressão estática do ventilador [ 5 ]Considerando que um ventilador trabalha com uma pressão total igual a 50mmH20 e com uma vazão de 2500 m3/h. O ventilador é acionado por um motor elétrico monofásico de 220V o qual é acoplado diretamente ao eixo ventilador. Em operação o ventilador demanda uma corrente de 3,0A. Determinar: (a) A potência útil (b) A potência no eixo do ventilador (c) o rendimento global do ventilador. Obs. Considere o termo cosφηm ≈ 0,8 onde cosφ é o fator de potência do motor e ηm rendimento do motor elétrico

[ 6 ] Um ventilador centrifugo tem um diâmetro de 60cm na entrada e uma descarga de 50x40cm.

Aspirando ar padrão, a pressão estática (depressão) na entrada do ventilador é de 27mmH20 e a pressão estática na saída é de 15mmH20. A pressão da velocidade na descarga é de 6mm H20.

Medições efetuadas no motor elétrico trifásico de acionamento, acoplado diretamente ao eixo do ventilador, indicaram uma tensão de 380V e uma corrente de 2,2A. Determinar: a) A vazão de trabalho b) A pressão total do ventilador c) A pressão estática do ventilador d) O Rendimento global do ventilador. Obs. Considere o termo cosφηm ≈ 0,8 onde cosφ é o fator de potência do motor e ηm rendimento do motor elétrico

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

Sistemas Fluidomecânicos

[ 1 ] Um duto com vazão igual a 5000 m3/h apresenta uma pressão estática igual a 50mmH20. Determine a pressão total no duto considerando que o mesmo tem um diâmetro igual a 300mm.

A pressão total para um sistema de ventilação industrial é definida como:

PT = PE + Pv A pressão estática foi dada(PE=50mmH20). A pressão dinâmica é definida como:

Pv =

1 ρV 2 2

A velocidade media é determinada:

 5000  4 x  4Q 3600  m  V = = = 19,66  2 2 πD πx(0,3) s Pv =

1 ρV 2 = 0,5 x1,2 x(19,66) 2 ≅ 232 Pa 2 kg m m N  x x ⇒ 2 3 s s m m 

Pressão Estática:

PE = ρghE = 1000 x9,81x50 / 1000 = 490,5Pa Desta forma a pressão total (em Pascal):

PT = PE + Pv ⇒ PT = 490,5 + 232 = 722 Pa Resposta: PT=722 Pa.

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

8

PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

Sistemas Fluidomecânicos

[ 2 ] Um tubo de Pitot é instalado num duto de ventilação industrial com a finalidade de determinar a velocidade numa posição radial. A leitura no manômetro indica uma medida igual a 20mmH20. Determine a velocidade medida pelo tubo de Pitot.

H pitot =

ρ H 2O  H pitot (mmH 2 O  20   = = 16,67m.c.ar ρ ar  1000  1,2

Pv = ρ .g .H pitot (m.c.ar )

Pv = 1,2

Pv =

kg m x9,81 2 x16,68m = 196,36 Pa 3 m s

1 ρV 2 ⇒ V = 2

2 Pv = ρ

2 x196,36 m ≅ 17,92  1,223 s

[ 3 ] Num ventilador centrífugo é medida a pressão estática na entrada da boca de aspiração do mesmos registrando-se uma pressão igual a -127mmH20 (negativo). A pressão estática na saída da boca de insuflamento é medida sendo igual a 10mmH20. A pressão dinâmica na entrada do ventilador é igual a 25 mmH20 e a pressão dinâmica na boca de saída do ventilador é igual a 25 mmH20. Determinar a pressão total do ventilador.

Pressão Total do Ventilador: A pressão total de um ventilador é definida como:

PTV = (PT )saida − (PT )ent .

PTV = [PE + Pv ]saida − [PE + Pv ]ent .

Quando as velocidades médias são iguais na entrada e saída.

PTV = (PE )saida − (PE )ent .

(Pv )Saída = (Pv )Entrada

Para o presente exemplo:

= 25mmH 2 O

Desta forma a pressão total é avaliada em função das pressões estáticas do ventilador.

(PE )Entrada (PE )Saída

= −127 mmH 2 O = +10mmH 2 O

PTV = 10mmH 2O − (−127 mmH 2O) PTV = 137 mmH 2 O

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

9

PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

Sistemas Fluidomecânicos

[ 4 ] Determine para o problema anterior a pressão estática do ventilador Pressão Estática do Ventilador Definida como a Pressão Total do ventilador menos a Pressão Dinâmica na saída do ventilador.

PEV = PTV − Pvsaida = 137 mmH 2 O − 25mmH 2 O = 112mmH 2 O

[

]

PEV = PE saida + Pv saida − PE ent . − Pv ent . − Pv saida PEV = ( PEsaida − PEent . ) − Pvent . = 10 + 127 − 25 = 112mmH 2 O

[ 5 ]Considerando que um ventilador trabalha com uma pressão total igual a 50mmH20 e com uma vazão de 2500 m3/h. O ventilador é acionado por um motor elétrico monofásico de 220V o qual é acoplado diretamente ao eixo ventilador. Em operação o ventilador demanda uma corrente de 3,0A. Considere que o produto cosϕ*ηmotor é igual a 0,8. Determinar: (a) A potência útil (b) A potência no eixo do ventilador (c) o rendimento global do ventilador. o

a)

W u = ρ .g .H T .Q HT =

ρ H 2 O H T ( mmH 2 O ) ρ ar x1000

=

W u = ρ .g.H T .Q

H T ( mmH 2 O ) 1,2

= 41,67 m.c.ar

o

o 2500  m 3   kg  m W u = 1,2 3 9,81 2  41,67[m]   3600  s  m  s  o

W u = 340,7Watts W eixo = I .V . cos φ .η motor o

b)

o

W eixo = 3,0 x 220 x0,8 = 528Watts o

c)

ηG =

Wu o

W eixo

Sistema de Ventilação Industrial

=

340,7 ≅ 64,5% 528

Exemplos

10

PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

Sistemas Fluidomecânicos

[ 6 ] Um ventilador centrifugo tem um diâmetro de 60cm na entrada e uma descarga de 50x40cm. Aspirando ar padrão, a pressão estática (depressão) na entrada do ventilador é de 27mmH20 e a pressão estática na saída é de 15mmH20. A pressão da velocidade na descarga é de 6mm H20. Medições efetuadas no motor elétrico trifásico de acionamento, acoplado diretamente ao eixo do ventilador, indicaram uma tensão de 380V e uma corrente de 2,2A. Determinar: a) A vazão de trabalho b) A pressão total do ventilador c) A pressão estática do ventilador d) O Rendimento global do ventilador.

PEentrada = −27 mmH 2 0 ≅ −264,87 Pa PESaída = 15mmH 2 0 ≅ 147,15 Pa PVSaída = 6,0mmH 2 0 ≅ 58,86 Pa 1. Vazão do ventilador.

Como sabemos a pressão de velocidade do ventilador, podemos determinar a velocidade, e com a área a de saída podemos determinar a vazão.

Pv =

1 ρV 2 desta forma: V = 2

2 Pv = ρ

2 x58,86 = 9,9m / s 1,2

desta forma a vazão é dada como: Q=VA=9,9x0,5x0,4=1,98m3/s 2. Pressão total do ventilador

PTV = PTSaída − PTEntrada A pressão total na saída do ventilador é dada como:

PTSaída = (PE + PV )Saída = 147,15 + 58,86 = 206,01Pa A pressão total na entrada do ventilador:

PTEntrada = (PE + PV )Entrada = −264,87 + PVEntrada Para obter Pv devemos determinar a velocidade na entrada do ventilador

Ve =

4Q 4 x1,98 = ≅ 7 ,0 m / s 2 πDe π (0,6 )0, 6

a pressão de velocidade na entrada do ventilador correspondente é:

1 2 Pv = 1,2(7 ) = 29,4 Pa 2

desta forma a pressão total na entrada do ventilador:

PTentrada = (PE + Pv )Entrada = −264,87 + 29,4 = −235,47 Pa A pressão total do ventilador é dada como:

PPTV = Pt saída − PTentrada = 206,01 − (−235,47) = 441,48 Pa

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

Problema No6 – (Continuação).

3. Pressão estática do ventilador

PEV = PTV − PV = 441,48 − 58,86 = 382,62 Pa 4. Rendimento global do ventilador Potência no eixo de um motor elétrico:

PeixoMotor = 3IE cosφη m onde I a corrente do motor, E a tensão cosφ fator de potência do motor. ηm rendimento do motor elétrico.

Considerando que o termo cosφηm ≈ 0,8, se obtém:

PeixoMotor = 3 x 2,2 x380 x0,8 = 1,158kW Considerando o acionamento por acoplamento direto:

PeixoMotor = PeixoVentilador

Peixo =

ηT =

QxPTV ηT

QPT 1,98 x 441,45 = = 0,7545 ou 75,4% Peixo 1158,39

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

12

PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

Sistemas Fluidomecânicos

3. VENTILADORES - SEMELHANÇA E EFEITO DA TEMPERATURA [ 1 ] Um ventilador de ar condicionado está operando a uma velocidade de 600rpm contra uma pressão estática de 500Pa e exigindo potência de 6,5kW. Está liberando 19.000 m3/h de ar nas condições padrão. Para trabalhar com uma carga térmica de ar condicionado maior que a planejada originalmente é necessário que o sistema trabalhe com 21.500 m3/h. Determinar as novas condições de operação do ventilador. [ 1 ] Um ventilador opera com 2715 rpm vencendo uma pressão total de 300Pa com vazão de 3560 m3/h. Nestas condições a potência absorvida é igual a 2,84kW. (a) Qual será a rotação do ventilador para atingir a potência nominal de 5,0 kW. (b) determine a vazão e pressão total nas condições de potência nominal. [ 3 ] Um fabricante de ventilador deseja projetar um ventilador de 800mm de diâmetro tendo as informações de um ventilador de 400mm de diâmetro. Num ponto de operação o ventilador de 400mm entrega 7750 m3/h a 200C contra uma pressão estática de 100Pa. Isto requer 694rpm e uma potência de 1,77 kW. Qual será a vazão, pressão estática, potência e a velocidade periférica do ventilador de 800 mm na mesma rotação. [ 4 ] Um ventilador aspira ar de um forno entregando uma vazão de 18620 m3/h a 1160C contra uma pressão estática de 250Pa. Nestas condições opera com 796 rpm e requer 9,9 kW. Considerando que o forno sofre uma perda de calor e começa a operar a 200C. Determine nestas condições de operação a pressão estática e potência absorvida pelo ventilador. [ 5 ] Num projeto é necessário selecionar um ventilador para operar com ar com uma vazão de 8000m3/h e uma pressão total de 62 mmH20. O sistema deverá trabalhar num local com temperatura de 490C com altitude de 300m. (a) Selecione um ventilador comercial que seja adequado para tal demanda. (b) Determine no gráfico do fabricante a rotação do ventilador, o rendimento global e a potência de acionamento. (c) Calcule a potência requerida no eixo do ventilador e compare com a potência de acionamento fornecida pelo fabricante.

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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PUCRS- Departamento de Engenharia Mecânica e Mecatrônica

Sistemas Fluidomecânicos

[ 1 ] Um ventilador de ar condicionado está operando a uma velocidade de 600rpm contra uma pressão estática de 500Pa e exigindo potência de 6,5kW. Está liberando 19.000 m3/h de ar nas condições padrão.

Para trabalhar com uma carga térmica de ar condicionado maior que a planejada originalmente é necessário que o sistema trabalhe com 21.500 m3/h. Determinar as novas condições de operação do ventilador e a rotação específica do ventilador.

Q1 = 19000m 3 / h

& = 6,5kW W 1

P1 = 500 Pa

n 1 = 600rpm

n   n  Q2 = Q1  2  → 21500 = 19000 2  → n2 ≅ 679rpm  600   n1  n  P2 = P1  2   n1 

 679  P2 = 500 x  ≅ 640 Pa  600 

2

2

n   679  W2 = W1 2  ⇒ W2 = 6,5 x  ≅ 9,42kW  600   n1  3

3

P1 = 500 Pa

n s = 16,6 x

ou equivalente a

n Q H

3 4

H 1 ≅ 42,5m.c.ar ou

600 x ⇒ n s = 16,6 x

19000 x1000 3600 51

3 4

H 1 = 51mmH 2 O

≅ 37915rpm

[ 2 ] Um ventilador de potência nominal igual a 5kW opera com uma rotação de 2715rpm e uma temperatura de 200C contra uma pressão estática de 300Pa. Nestas condições libera 3560 m3/h de ar exigindo uma potência de 2,84kW. Determinar as condições de operação limites que pode alcançar o ventilador para a potência nominal de 5kW.

Q1 = 3560m 3 / h

P1 = 300 Pa

Condições limites para

& = 2,84kW W 1

n 1 = 2715rpm

W2 = 5kW

W2  n2  =   ⇒ [n2 = 3278rpm] W1  n1  3

a) Rotação

b) Vazão:

 n2  m3  3278    Q2 = Q1  ⇒ Q2 = 3560 x  = 4298 h  2715   n1 

n   3278  P2 = P1. 2  ⇒ P2 = 300 x  = 437 Pa  2715   n1  2

c) Pressão

Sistema de Ventilação Industrial

2

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Sistemas Fluidomecânicos

[ 3 ] Um fabricante de ventilador deseja projetar um ventilador de 800mm de diâmetro tendo as informações de um ventilador de 400mm de diâmetro. Num ponto de operação o ventilador de 400mm entrega 7750 m3/h a 200C contra uma pressão estática de 100Pa. Isto requer 694rpm e uma potência de 1,77 kW. Qual será a vazão, pressão estática, potência e a velocidade periférica do ventilador de 800 mm na mesma rotação.

D1 = 400mm Q1 = 7750m 3 / h

PE1 = 100 Pa

& = 1,77 kW W 1

n 1 = 694rpm

D 2 = 800mm

Para a mesma vazão W2 = ?

Q2  n2   D2  =  .  Q1  n1   D1 

3

 m3   800   Q2 = 7750 x  = 62000  400   h  3

D   800  PE2 = PE1  2  ⇒ PE2 = 100 x  = 400 Pa  400   D1  2

2

o D   800  W 2 = W 1  2  ⇒ W 2 = 1,77 x  = 56,64kW  400   D1  5

o

U P2 =

o

5

πD2 n2 πx0,8 x694 m ⇒ U P2 = ≅ 29,1  60 60 s

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Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

[ 4 ] Um ventilador aspira ar de um forno entregando uma vazão de 18620 m3/h a 1160C contra uma pressão estática de 250Pa. Nestas condições opera com 796 rpm e requer 9,9 kW. Considerando que o forno sofre uma perda de calor e começa a operar a 200C. Determine nestas condições de operação a pressão estática e potência absorvida pelo ventilador.

Q1 = 18620m 3 / h

P = 250 Pa

& = 9,9kW W E

n = 796rpm

T = 116 0 C

Deseja-se conhecer as condições a 200C isto é as condições padrão do ventilador:

P .ρ P PE0 = E 0 = E ρ f0

o

W W0 = f0 o

A pressão atmosférica o ar nas condições originais apresenta uma massa específica:

ρ=

P 101,33 x1000 101,33 x1000 kg = = ⇒ ρ = 0,91 3 RT 287(273 + 116) 287 x389 m

Sabemos que a T= 20°C (condições padrão) ρ 0 = 1,2 ∴ f0 =

0,91 ρ = ≅ 0,76 ρ0 1,2

a T= 116°C

kg m3

Desta forma podemos determinar as condições de trabalho a 200C.

PE 250 = ≅ 329 Pa f 0 0,76 o W 9,9kW W0 = = ≅ 13kW f0 0,76 PE0 =

Originalmente (116oC) PE=250Pa. Originalmente (116oC) W= 9,9kW.

Observa-se que quando a temperatura a pressão estática e potência do ventilador aumentam.

Sistema de Ventilação Industrial

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Sistemas Fluidomecânicos

[ 5 ] Num projeto é necessário selecionar um ventilador para operar com ar com uma vazão de 8000m3/h e uma pressão total de 62 mmH20. O sistema deverá trabalhar num local com temperatura de 490C com altitude de 300m. (a) Selecione um ventilador comercial que seja adequado para tal demanda. (b) Determine no gráfico do fabricante a rotação do ventilador, o rendimento global e a potência de acionamento. (c) Calcule a potência requerida no eixo do ventilador e compare com a potência de acionamento fornecida pelo fabricante.

Q1 = 8000m 3 / h

H = 62mmH 2 0

T = 49 0 C

z = 300m

Para selecionar o ventilador devemos converter as condições de operação nas condições padrão já que são nestas condições os fabricantes apresentam seus resultados gráficos.

Determinamos para as condições de operação: Tabela A-2

T1 = 49°C

Alt = 300m

f 0 = 0,885

se obtém

Com este valor obtemos a pressão estática nas condições padrão.

HPTo =

HPT 62 = = 70mmH 2 O f0 0,885

m3 e PTo = 70mmH 2 O h Obtemos do gráfico de um fabricante: Q = 8000

Com

o

W eixo = 4cv

ηG = 68%

n = 750rpm

4cvx0,7457 ≅ 3kW Calculando a potência com a pressão total corrigida. (70mmH20 ≅687Pa)

o

W eixo

 8000  687 x  ρ .g .Q.H T ∆P.Q 3600   = = = 0,68 ηG ηG

W eixo = 2,24kW o

Observa-se que a potência do fabricante é superior a potência requerida.

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4. DUTOS E PERDA DE CARGA SISTEMAS DE VENTILAÇAO [1] Num sistema de ventilação industrial escoa num duto com uma vazão de 2376 m3/h (0,66m3/s).

Considere o ar com massa específica igual a ρ=1,2 kg/m3 e viscosidade cinemática igual a ν=1,5x10-5 m2/s.

Recomendasse que no duto a velocidade seja igual a 3,0m/s. Considere o duto de chapa galvanizada nova com rugosidade absoluta igual a 0,00015m. Determinar: a) b) c) d) e)

Diâmetro da tubulação Perda de carga unitária da tubulação Perda de carga mmH20 considerando que o duto tem 10m de comprimento.

Perda de carga em Pascal.

Considerando o método de igual perda de carga determine o diâmetro numa derivação do duto em que a vazão é igual a 1080 m3/h (0,3m3/s).

[2] Determinar o diâmetro equivalente de um duto de seção retangular com lados a=105cm e b=20cm.

[3] Determinar o diâmetro equivalente para um duto quadrado de lado a=100cm.

[4] Num um duto retangular de 300x250mm escoa ar com uma vazão de 2025 m3/h. Determinar: (a) Velocidade na tubulação (b) Diâmetro equivalente e velocidade no duto equivalente. [ 5 ] Determine a altura de elevação em metros de coluna de ar, pressão (Pa) e potência motriz (kW, HP) de um ventilador que deve trabalhar com uma pressão absoluta equivalente de 36mm de água e vazão de 5m3/s. Considere um rendimento global de 70% e massa específica do ar igual a 1,2 kg/m3.

(Resposta: H=30 mc.ar; P=2,52kW)

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Sistemas Fluidomecânicos

[1] Num sistema de ventilação industrial escoa num duto com uma vazão de 2376 m3/h (0,66m3/s).

Considere o ar com massa específica igual a ρ=1,2 kg/m3 e viscosidade cinemática igual a ν=1,5x10-5 m2/s.

Recomendasse que no duto a velocidade seja igual a 3,0m/s. Considere o duto de chapa galvanizada nova com rugosidade absoluta igual a 0,00015m.

Determinar: f) g) h) i) j)

Diâmetro da tubulação Perda de carga unitária da tubulação Perda de carga mmH20 considerando que o duto tem 10m de comprimento.

Perda de carga em Pascal.

Considerando o método de igual perda de carga determine o diâmetro numa derivação do duto em que a vazão é igual a 1080 m3/h (0,3m3/s).

Solução: •

Com a velocidade e vazão determinamos o diâmetro da tubulação

D=

4Q = πV

Re =

v ⋅ D 3 x0,530 = = 1,06 x10 5 −5 ν 1,51x10

f =

f =

4 x0,66 = 530mm πx 3

0,25

  ε / D 5,74  + 0,9  log   3,7 Re 

com ε/D=0,00015/0,53=0,000283

2

0,25

  0,000283 5,74 log +    3,7 1,06 x10 5

(

)

0,9

   

2

=

0,25

[log(0,0000765 + 0,0001722)]2

•

ρ v2 ≅ 0,02mmH 2 0 / m D 2g Perda de carga total J L = J u xL = 0,02 x10 = 0,2mmH 2 0

•

Perda de carga total em Pascal ∆P = 9,81x0,2 = 1,96 Pa

•

Diâmetro do duto para uma vazão de 1080 m3/h (0,3m3/s).

•

= 0,01924

Perda de carga unitária J u = f

D = 0,607 ρ

0, 2

 f   Ju

  0,01924   Q 0, 4 = 0,607 x1,2 0, 2 x   0,02   0,2

Sistema de Ventilação Industrial

0, 2

Q 0, 4 = 0,625Q 0, 4 ≡ 0,625(0,3)

0,4

= 386mm

Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

[2] Determinar o diâmetro equivalente de um duto de seção retangular com lados a=105cm e b=20cm.

Deq = 1,3

Deq

(ab )0,625 (a + b )0,25

0 , 625 ( 105 x 20 ) = 1,3 (105 + 20)0,25

= 46,36cm = 464mm

[ 3] Determinar o diâmetro equivalente para um duto quadrado de lado a=100cm.

Solução: Neste caso a equação anterior é simplificada na forma.

Deq = 1,093a substituindo o valor numérico Deq=109,3cm [ 4 ] Num um duto retangular de 300x250mm escoa ar com uma vazão de 2025 m3/h. Determinar: (a) Velocidade na tubulação (b) Diâmetro equivalente e velocidade no duto equivalente.

Q = vA

 2025    Q  3600  0,5625 v= = = = 7,5m / s A 0,3 x0,25 0,075

Deq v=

0 , 625 ( 300 x 250 ) = 1,3 (300 + 250)0, 25

≈ 300m

Q 4Q 4 x0,5625 = = = 7,96m / s 2 2 A πDeq π (0,3)

(*) A velocidade no duto equivalente é um pouco maior que a velocidade real.

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

DIMENSIONAMENTO DE SISTEMAS DE VENTILAÇAO [ 1 ] Um sistema de ventilação é utilizado para remover o ar e os contaminastes produzidos numa operação de limpeza a seco. Se utiliza um duto de aço com diâmetro de 230 mm, comprimento de 13,4 m e rugosidade igual a 0,15 mm. No sistema existem 05 cotovelos ao longo do duto com coeficiente de perda de carga k=0,21 cada um. O coeficiente de perda de carga da coifa é 1,3 com base na velocidade do duto. A perda de carga do registro quando aberto é 1,8. Para garantir a ventilação adequada a vazão mínima do sistema deve ser de 0,283 m3/s. A Figura ao lado mostra o ventilador centrifugo disponível. (a) Aplicar a Eq. de energia entre o ponto (1) e (2) e determinar a Eq. Resultante da altura total assim como seu valor em (mmH20). (b) Determinar a Eq. que representa a curva característica do sistema, em função da vazão. Grafique a mesma e determine o ponto de operação do sistema com o ventilador [ Ht (mmH20) e Q (m3/h) ].

Indique se o ventilador é adequado e o que seria necessário para trabalhar com o sistema. Utilize ar a 200C Obs: Para graficar utilize 0 – 200 – 400 – 600 – 800 – 1000 – 1200 (m3/h) 30 28 26

Altura Total HT (mmH20)

24 22 20 18 16 14 12 10 8 6 4 2 0 0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

1300

1400

Vazao (m 3/h)

[ 2 ] O ventilador da figura opera com ar a temperatura de 350C e pressão atmosférica de 95kPa. A tubulação apresenta um diâmetro de 0,7m. Apliqeu a eq. de energia entre (1) e (2) e determine potencia do ventilador considerando um rendimento global de 70%.

[ 3] Um sistema de ventilação opera com ar padrão. O ventilador esta acoplada diretamente a uma tubulação e deve trabalhar com uma vazão de 1368 m3/h. A velocidade na tubulação de aspiração e descarga é igual a 10m/s.

Determinar o comprimento máximo da tubulação considerando que a perda de carga não deve exceder 42,8mmH20.

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

[ 4 ] Um sistema de ventilação é utilizado para insuflar ar numa sala para uso industrial. O sistema utiliza um filtro com perda de carga de 20mmH20. O acessórios representam uma perda de carga de 10mm H20. A tubulação é de diâmetro igual a 800 mm e velocidade igual a 12 m/s. (a) Aplique a Eq. de energia entre (1) e (2) determinando a expressão que representa a altura total a ser vencida pelo ventilador em m.c.ar. (b) Determinar a potencia de acionamento considerando um rendimento global de 60%. Obs. Ar condições padrão.

[ 5 ] O sistema de ventilação local exaustora aspira um gás com uma vazão igual a 5,6 m3/s. A velocidade na tubulação

é igual a 12m/s. Os acessórios (curvas e captor) apresentam uma perda de carga equivalente a 100 Pa. O filtro na saída do ventilador apresenta uma perda de carga equivalente a 245 Pa. A perda de carga de toda a tubulação é equivalente a 5,65mmH20. Determine a potência de acionamento do ventilador (Watts) para um rendimento global de 70%. Massa especifica do gás igual a 1,15 kg/m3

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

5. EXEMPLO DE SISTEMA DE VENTILAÇÃO INDUSTRIAL Dimensionar os dutos de um sistema de ventilação diluidora de um almoxarifado e uma oficina mecânica com área de 200 m2 em cada recinto e com pé direito igual a 4,0m. Considere um duto principal com oito bocas de insuflamento iguais. Determinar a perda de carga do sistema e potência do ventilador considerando um rendimento global de 60 %:

• • • • • • •

Sistema de ventilação diluidora – almoxarifado e oficina; Área do local: 200m2 em cada recinto, Pé direito: 4,0m; Volume: 800m3 em cada recinto; Duto principal: 8 bocas de insuflamento iguais (4 em cada recinto).

Ref. Ventilação Industrial. E Controle da Poluição Ed. Guanabara 1990. Mactintyre A.J. Tab.9.1 - Tab. 9.4 - Fig. 9.8 - Fig. 9.5 Fig. 9.9 - Fig. 9.10 - Fig. 9.11

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

a) ALMOXARIFADO Vazão requerida: Q = VolI /∆t Tabela 6.2 Macintyre.

• Adotas-se 6 renovações de ar por hora. Implica ∆t = 60min/6 = 10min.

• 10 minutos de duração cada renovação de ar por hora.

• Q1 = Vol I /10min = 800m3/10min = 80 m3/min, - 1,33 m3/s Cada uma das 4 bocas de insuflamento terá uma vazão: Q de cada boca = 80 / 4 = 20 m3/min.

b) OFICINA • Adota-se 12 renovações de ar por hora. Implica 60min/12=5min.

• 5 minutos de duração cada. renovação de ar por hora.

Q2 = 800m3/5min = 160 m3/min, - 2,67 m3/s Cada uma das 4 bocas de insuflamento terá uma vazão Q de cada boca = 160 / 4 = 40 m3/min. - 0,667 m3/s Vazão Total do Sistema Trecho A-B : QT = Q1 + Q2 = 240 m3/min - 4,0 m3/s

Método de Igual Perda de Carga para Dimensionar os Dutos • • • • •

Consiste em obter uma perda de carga constante por unidade de comprimento de duto, isto é, um gradiente de pressão constante ao longo do sistema de ventilação.

Neste método o ajuste final do sistema será obtido com regulação de dampers.

Método muito utilizado, principalmente para projetar sistemas de baixa velocidade (< 15m/s) e baixa pressão (< 50 mmH2O).

Sua principal vantagem é que a velocidade reduz-se no sentido do escoamento, tendo menor geração de ruído.

Geralmente adota-se uma perda da carga unitária Ju=0,1 mmH20/m a 0,2 mmH20/m

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

DIMENSIONAMENTO DOS DUTOS Método de igual perda de carga Trecho E-M 1. Iniciamos pelo trecho final (EM): Com auxilio da Tab. 9.2 adota-se uma velocidade para o trecho. Adotamos: v=3m/s 2. Calcula-se a seção de escoamento necessária e o diâmetro do duto circular: D = (4 x 0,222 / π) 1/2 = 0,532 m

SE-M = (40m3/min) / (3 x 60) = 0,222m2

OBS: O diâmetro é o mesmo para EM, Dl, CK, BJ 3. Com D= 0,532M E Q= 0,666 M3/S OBTEMOS

Perda de Carga Unitária: • •

NA Fig.

9.5,

A PERDA DE CARGA UNITÁRIA

Ju = 0,018 mmH2O /m

Considera-se a mesma perda de carga unitária ao longo de todos os outros trechos retilíneos.

Com auxílio da Fig. 9.5, e com Ju =0,018 (constante) determinam-se os diâmetros dos outros trechos. A Tab. 1 apresenta o resumo dos resultados.

Tabela 1. Dimensões e Velociades nos Dutos TRECHO Q(m3/s) EM 0,667 DE 1,0 CD 2 BC 3 AB 4

Ju (mmH2O/m) 0,018 0,018 0,018 0,018 0,018

Diâmetro (mm) 532 620 820 930 1080

Velocidade (m/s) 3,0 3,3 3,9 4,3 4,7

4. Determinamos o diâmetros da tubulação pela equação: (ab )0,625 Deq = 1,3 (a + b )0,25 • Utilizamos a Tab. 9.4 para “transformar” o diâmetro D da seção circular em lados a e b que seriam de uma seção retangular equivalente: Tabela 2. Seções Retangulares dos Dutos a x b – Tab. 9.4 (cm) Diâmetro (mm) TRECHO EM 530 72 x 34 DE 620 68 x 48 CD 820 80 x 70 BC 930 96 x 50 AB 1080 60 x 90

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PERDA DE CARGA DO SISTEMA PERDA DE CARGA DOS ACESSÓRIOS Equação Geral :

Jacc = k x hv

(em mm H20)

k : coeficiente de perda de carga que depende do tipo de acessório (Tabelado) hv: Pressão dinâmica dada em mmH20 : hv = V2 / 16,34

(com v, a velocidade em m/s)

•

Considera-se a linha de insuflamento, desde o ponto M até a tomada de ar para o ventilador

•

Determina-se tipo de grelha usada na boca de insuflamento e a perda de carga:

Grelha Simples Unidirecional: JGrelha = 1,2 x hv

onde

k = 1,2

(Fig. 11)

hv = v2 / 16,34

(em mm H20)

Adota-se v = 4,5 m/s e calcula-se a área livre de saída de grelha: Sgrelha = 0,666 / 4,5 = 0,148 m2 Adotando uma boca de 0,61m x 0,264 m, com 85 % livre na saída: S = 0,85 x (0,61 x 0,264) = 0,130 m2 Corrige-se a velocidade adotada e calcula-se a perda de carga: v = 0,666 / 0,130 = 5,12 m/s JGrelha = 1,2 x (5,12 2 / 16,34) = 1,92 mmH2O Utilizando a Eq. Jacc = k*hv, calculam-se as perdas de cargas em todos as derivações da tubulação.

Para determinar k e a V se utilizam as Figs. 9.8, 9.9, 9.10 e 9.11

Tabela 3. Perda de Carga dos Acessórios dos Dutos DERIVAÇÃO Grelha unidirecional Principal p/ EM Transcrição D p/ E Transcrição C p/ D Cotovelo c/ palhetas Alargamento boca Duas curvas 900 Veneziana externa Entrada no duto Filtro de ar

k 1,2 0,5 0,06 0,06 0,8 0,3 0,4 1,5 0,9 -

v (m/s) 4,5 3 3,3 3,9 4,7 7 4,7 5 5 Total

hv (mmH2O) 1,6 0,55 0,666 0,93 1,35 2,998 1,08 1,530 1,530 Perda estimada

Σ ∆Pacc=

Jacc (mmH2O) 1,92 0,275 0,04 0,055 1,08 0,899 1,728 2,295 1,377 10 19,67

Obs: Instalações de ar condicionado a perda de carga em filtros é da ordem de 5 a 8 mmH20

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Sistemas Fluidomecânicos

2. PERDA DE CARGA POR COMPRIMENTO DE TUBULAÇÃO Para o cálculo da perda de carga nos trechos da tubulação de comprimento L, entra-se com Q e v de cada trecho no gráfico (Fig. 9.5) se obtem a perda de carga unitária(Ju). Multiplica-se, então, esse valor pelo comprimento de cada trecho, calculando as perdas de carga de cada trecho: JL-trecho =Ltrecho x Ju

•

(em mm H20)

A perda de carga unitária também pode ser dada em função do fator de atrito: hH 20 = f

f =

L V2 ρ D 2g

0,25

  ε / D 5,74  + 0,9  log   3,7 Re 

2

que é função do Número de Reynols (Re) e rugosidade relativa (ε/D) Re =

V ⋅ Dh ν

onde: L: comprimento do trecho retilíneo do duto.

Dh : diâmetro hidráulico do trecho reto do duto.

Dutos circulares Dh=D. Tubos e dutos não circulares: Dh = 4A/P. A: área da seção transversal.

P: perímetro molhado.

V: velocidade do escoamento. ν: viscosidade cinemática. ε: rugosidade absoluta da chapa do duto. Para chapa de aço, ε = 0,00015 m.

Tabela 4. Perda de Carga nos Dutos TRECHO EM DE CD BC AB

L (m) 1,5 4,0 4,5 4,5 2,0

Sistema de Ventilação Industrial

Q (m3/s) 0,66 1,0 2,0 3,0 4,0

v (m/s) 3,0 3,3 3,9 4,3 4,7 Total

Ju (mmH2O/m) 0,018 0,018 0,018 0,018 0,018

Σ JL=

JL (mmH2O) 0,027 0,072 0,081 0,081 0,036 0,297

f 0,019667 0,018808 0,017415 0,016796 0,016146

Σ JL=

JL (Eq.) (mmH2O) 0,0300058 0,079287 0,087216 0,090161 0,039631 0,326

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3. PERDA DE CARGA TOTAL •

Calcula-se altura manometrica (HT) que depende da perda de carga total do sistema:

H = Σ JL + ΣJacc + ∆hv

(mmH20)

Σ JL : Somatório das perda de carga de todos os trechos retos de tubulação - Tab. 4. Σ JL = 0,297 mm H20 Σ Jacc : Somatório das perda de carga de todos os acessórios da tubulação - Tab. 3. Σ Jacc = 19,67 mmH20 •

O termo ∆hv representa a diferença de pressão dinâmica ∆hv = (7 2 – 4 2) / 2 x 9,81 = 2,01 mmH2O

Cálculo considerando perda de carga unitária H = 19,67 + 0,297 + 2,01 = 21,97 mmH2O

Cálculo considerando Eq. do fator de atrito.

H T= 19,67 + 0,396 + 2,01 = 22,07 mmH2O Potência de Acionamento do Ventilador

ρgH T Q W& ac = ηG Considerando um rendimento de 60 %: Pot = 1,2 x 9,81x4 x 21,97 x / 0,6 Pot = 1724 W H= 22,07 mmH2O QT = 4,0 m3/s Pot = 1724 W

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6. EXEMPLO POLÍGONO DE VELOCIDADES Um ventilador axial tem um diâmetro do cubo de 1,5m e um diâmetro de ponta de 2,0m trabalhando com uma velocidade angular de 18rad/s. Quando trabalha com uma vazão de 5,0m3/s desenvolve uma altura teórica de elevação de 17mmH20.

• • • •

Determine o ângulo da pá na entrada e saída na posição do cubo e na ponta da pá.

Considere que a velocidade do escoamento é independente do raio e que a energia transferida por unidade de comprimento da pá δr é constante.

Considere a massa especifica do ar igual a 1,2kg/m3 e a massa específica da água igual a 1000kg/m3.

O escoamento com entrada radial

Dados: Diâmetro do cubo Dc=1,5m Diâmetro da ponta Dp=2,0m Velocidade angular ω=18rad/s.

Altura teórica de elevação Ht00=17mmH20.

Massa especifica do ar ρ=1,2kg/m3.

Massa especifica da água ρ=1000kg/m3.

Determinar: Ângulo da pá na entrada β1 Ângulo da pá na sáida β2 Ângulo da pá no cubo β1c Ângulo da pá na ponta β1p Equações para Ventilador Axial a) Conservação da massa Q = C m1 A1 = C m 2 A2 como a área de passagem do fluido num máquina axial é a mesma A1=A2 =A se tem que as componentes meridionais da velocidade absoluta é a mesma Cm1=Cm2=Cm. a área de passagem é A=

(

)

[

]

π 2 π 2 2 D p − Dc2 = (2,0 ) − (1,5) = 1,37 m 2 4 4

desta forma a componente meridional da velocidade periférica é dada por: Cm =

Q 5 = = 3,65m / s A 1,37

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Velocidade Periférica i) Na ponta Up=ωRp= 18x1,0=18m/s ii) No cubo Uc=ωRc= 18x0,75=13,5m/s Determinação do ângulo da pá na entrada Para o cubo:

tan β1c =

C m 3,64 = = 0,27 ⇒ β1c = 15.1 U c 13,5

tan β1 p =

C m 3,64 = = 0,2023 ⇒ β1 p = 11,43 Up 8

Determinação do ângulo da pá na saída Como condição do problema considera-se que a energia gerada no cubo e na ponta são iguais. Desta forma podemos aplicar a Eq. de Euler para encontrar o ângulo da pá na sáida, no cubo e na ponta.

H t∞ =

1 (U 2 Cu 2 − U 1Cu1 ) g

como U2=U1 =U e como Cu1=0 H t∞ =

1 UC u 2 g

Com auxilio do polígono de velocidades obtemos Cu2 em função do ângulo da pá:

H t∞ =

1 U (U − C m 2 cot β 2 ) g

Ht00=17mmH20 o que representa Ht00=14,16m.c. ar.

Explicitando o ângulo da pá:

cot β 2 =

H t 00 g U Cm

U−

no cubo com Uc=13,5m/s e Cm=3,64m/s se obtem β2c=48,6 na ponta com Up=18m/s e Cm=3,64m/s se obtem β2p=19,50.

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A potência do ventilador é determinada pela equação: P = ρgH too Q = 1,2 x9,81x14,16 x5 = 0,833kW

Momento da Quantidade do Movimento Para ventiladores axiais a Eq. do momento da quantidade de movimento é dada como: Teixo = m& Rm (C u 2 − C u1 ) nas condições sem pre-rotação implica que o escoamento é plenamente axial, com isto a componente periférica da velocidade absoluta é nula (Cu1=0) e o ângulo entre C e U é α1=900.

Teixo = m& Rm C u 2 com o diâmetro do cubo Dc=1,5m e o diâmetro da ponta Dp=2,0m obtemos um radio médio das pás Rm= 0,875m. No raio médio a velocidade periférica é dada como Um=ωRm= 18x0,875=15,75m/s.

cot β 2 m =

H t 00 g Um Cm

Um −

com Um=15,75m/s Ht00=14,16m.c.a r Cm=3,64m/s se obtem β2m=27,7.

C u 2 m = (U m − C m cot β m 2 ) Um=15,75m/s Cm=3,64 cotB2= 1,904 Cu2m=8,82m/s.

Teixo = ρQRm C u 2 = 1,2 x5 x0,875 x8,82 = 46,305 Nm

Potência do Ventilador P = ω Teixo = 18 x 46,305 = 0,834kW .

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ATIVIDADE DE APRENDIZADO É necessário instalar um sistema de ventilação industrial numa grande área de uma fundição. A oficina tem 6 metros de pé direito 10 metros de largura e 20m de comprimento. Em função das atividades realizadas estima-se que são necessárias 25 trocas de ar por hora no recinto para manter o mesmo com uma ventilação adequada. Na descarga do ventilador se utiliza um duto de 630mmx800mm de chapa galvanizada com rugosidade igual a 0,15mm. Na aspiração do ventilador se utiliza um duto de 800mm de diâmetro. Considere que os acessórios apresentam uma soma dos coeficientes de perda de carga igual a Σk=4,3. O ar é aspirado a pressão atmosférica (101,32kPa) e temperatura de 200C. Obs. Considere desprezível a energia cinética na entrada do duto de aspiração. Resolva as questões utilizando como base o gráfico do ventilador do fabricante OTAM modelo RFS 800.

1. Aplique a Eq. de energia e determine a altura útil (Altura total) a ser vencida pelo ventilador.

2. Determine o fator de atrito da tubulação utilizando o conceito de diâmetro equivalente. Determine a perda de carga da tubulação e dos acessórios (m. c.ar) em (mmH20) e seu equivalente em perda de pressão.

3. Determine a pressão estática, a pressão dinâmica e a pressão total (Pa)

4. Selecione o ventilador indicando no gráfico as condições de operação: Vazão, Pressão Total, Pressão Estática.

5. Determine utilizando o gráfico a pressão dinâmica (mmCA e Pa), e velocidade de descarga. Determine a velocidade na aspiração e pressão dinâmica na aspiração do ventilador.

6. Determine a potência requerida pelo ventilador (em Watts e CV) nas condições de operação e a potência de acionamento do ventilador (em Watts e CV) fornecida pelo fabricante. Obs. Determine a potência requerida utilizando os conceitos de m.c.ar, mmCA e pressão total.

7. Estimando que o rendimento mecânico é igual a 85% determine a altura teórica para numero finito de pás e o rendimento hidráulico.

8. Para as condições de operação determine o coeficiente de pressão e o coeficiente de vazão assim como a rotação especifica característica.

9. Determine a velocidade periférica do rotor por equacionamento e graficamente.

10. Se o ventilador operara com 1250 rpm determine as novas condições de operação do ventilador de pressão total (em Pa e mmH20), vazão (m3/h) e potencia do ventilador (kW).

11. Determine a Eq. que representa a curva característica do sistema. Com altura total em mmH20 e vazão em m3/h.

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Sistemas Fluidomecânicos

ATIVIDADE DE APRENDIZADO Ventilador OTAM (RFS 800) É necessário instalar um sistema de ventilação industrial numa grande área de uma fundição. A oficina tem 6 metros de pé direito 10 metros de largura e 19,8m de comprimento. Em função das atividades realizadas estima-se que são necessárias 21 trocas de ar por hora no recinto para manter o mesmo com uma ventilação adequada. Na descarga do ventilador se utiliza um duto de 630mmx800mm de chapa galvanizada com rugosidade igual a 0,15mm. Na aspiração do ventilador se utiliza um duto de 800mm de diâmetro. Estimando-se que o comprimento de tubulação mais o comprimento equivalente é igual a 393m. O ar é aspirado a pressão atmosférica (101,32kPa) e temperatura de 200C. Obs. Considere desprezível a energia cinética na entrada do duto de aspiração.

Resolva cada um das questões utilizando como base o gráfico do ventilador da OTAM RFS 800 1. Determine a perda de carga e altura útil do sistema.

2. Determine a pressão estática, dinâmica e total a temperatura do ar nas condições do gráfico considerando a pressão atmosférica igual a 101,32kPa.

3. Selecione o ventilador indicando no gráfico as condições de operação: Vazão, Pressão Total, Pressão Estática .

4. Determine utilizando o gráfico a pressão dinâmica (mmCA e Pa), e velocidade de descarga. Determine a velocidade na aspiração e pressão dinâmica na aspiração do ventilador.

5. Determine a potência requerida pelo ventilador (em Watts e CV) nas condições de operação e a potência de acionamento do ventilador (em Watts e CV) fornecida pelo fabricante. Obs. Determine a potência requerida utilizando os conceitos de m.c.ar, mmCA e pressão total.

6. Estimando que o rendimento mecânico é igual a 85% determine a altura teórica para numero finito de pás e o rendimento hidráulico.

7. Para as condições de operação determine o coeficiente de pressão e o coeficiente de vazão.

8. Determine a rotação especifica característica.

9. Determine a velocidade periférica do rotor por equacionamento e graficamente.

10. Considerando que o ventilador deverá trabalhar 1100 rpm determine as novas condições de operação do ventilador.

11. Se o ventilador aspira ar a 40oC e pressão atmosférica de 740mmHg determine o fator de correção da massa específica e a potência requerida nesta situação.

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

PROBLEMAS DE VENTILADORES Fonte: Macintyre - Equipamentos Industriais e de Processo (Cap.2 Ventiladores)

[1] Determine a pressão total (em Pa e metros de coluna de ar) e potência motriz (kW,HP) de um ventilador que deve trabalhar com uma pressão absoluta equivalente de 36mm de coluna de água e vazão de 5m3/s. Considere um rendimento global de 70% e massa específica do ar igual a 1,2 kg/m3. Resposta: (H=30mc.ar Pot=2,53kW) [2] Qual ventilador do fabricante GEMA deverá ser selecionado para conseguir trabalhar numa instalação que requer 0,06m3/s e uma altura total de elevação igual a 120mm de coluna de água.

Considere o rendimento global igual a 60%. Obs. Utilize a Fig.2.17 pag.89 - Macintyre.

Resposta: (ventilador tipo RP) [3] Se desejada utilizar um ventilador para um sistema de exaustão no qual se trabalha com materiais abrasivos em condições severas. No sistema se trabalha com uma vazão de 20m3/s e uma pressão equivalente em altura igual a 200mm de coluna de água. I) Selecione o ventilador do fabricante GEMA mais apropriado utilizando as Fig. 2.17 e 2.18. ii) Qual a potência do ventilador estimando um rendimento global de 65% e considerando a massa específica igual a 1,2kg/m3. Obs. Utilize a Fig.2.17 e 2.18 - Macintyre. Resposta: (Tipo L; Pot=60,5kW) [4] Um ventilador com 1150rpm com uma pressão estática equivalente de 5mm de coluna de água e fornece uma vazão de 62m3/min absorvendo uma potência de 0,33HP. Determine as novas condições de operação do ventilador quando a rotação muda para 1750rpm. Obs. Utilize a Fig.2.19 - Macintyre. Resposta: (Q2=94,3 ; H2=11,6mmH20; P2=1,16cv) [5] Determine o ventilador para ser utilizado numa sistema que demanda uma altura total de elevação de 80mm de coluna de água, vazão de 1,2m3/s e rotação de 750rpm. Qual a potência considerando uma massa específica de 1,2kg/m3 e rendimento de 75%. Obs. Utilize a Fig.2.20 Macintyre. Resposta: (16123 rpm ; ventilador centrifugo pás para frente; Pot=1,26kW) [6] Um ventilador utilizado em laboratório trabalha com uma velocidade de 10m/s rotação de 2880rpm. O diâmetro da tubulação de descarga é de 5cm. O comprimento da tubulação é igual a 8 metros. A massa específica do ar é 1,2kg/m3 a viscosidade dinâmica igual a 1,81x10-5 (Ns/m2) a viscosidade cinemâtica igual a 15,1x10-6 (m2/s). Considera a rugosidade relativa igual a 0,002. Para água considere peso específico igual a 9810N/m3. (a) A equação característica do sistema. (b) As condições de operação (H,Q) do ventilador (c) A rotação específica do ventilador Resposta: H =63986,2Q2 (b) H=30mmH20 Q= 20 litro/s. (c)) ns=16680 rpm [7] Determinar as principais dimensões e polígono de velocidades de um ventilador que deve trabalhar com uma vazão de 300m3/min e pressão total equivalente a 80mmH20, rotação de 725rpm, rendimento hidráulico de 80% e rendimento mecânico de 70%. Considere a massa especifica do ar igual a 1,23kg/m3. Considere escoamento com entrada radial e pás radiais na saída.

Resposta: U1=22,9m/s. C1= Cm1=12 m/s. W1=25,6 m/s. α1=90. β1=27,6 U2=Cu2=28,6m/s Cm2= W2=9,6m/s α2=18,6. β1=900 D1=600mm. D2= 750mm b1=b2=190mm. Pot=5.6kW.

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

ESTUDO DIRIGIDO – SISTEMAS DE VENTILAÇAO INDUSTRIAL Realizar um trabalho de recopilação bibliográfica e de busca na internet abrangendo o estudo dos conteúdos definidos no presente material. Utilizar como bibliografia básica o capitulo de ventiladores da apostila fornecida pelo professor em pdf. Apresentar um relatório em Word com no máximo 08 páginas com capa introdução, objetivos, desenvolvimento, conclusões e referencias bibliográficas. Grupos de 02 pessoas. Obs. Estes e outros conteúdos serão avaliados na próxima prova.

•

Definir ventiladores e suas aplicações industriais.

•

Qual a diferença fundamental entre ventiladores e compressores.

•

Apresentar a equação de teórica da energia para ventiladores. Que diferença tem com a de bombas.

•

Identificar os tipos de ventiladores e suas curvas características.

•

Quais são os denominados ventiladores sirocco.

•

Qual a diferença de uso dos ventiladores centrífugos e axiais.

•

Como determinar a massa especifica dos gases. Apresentar a equação básica.

•

Quais os fatores que afetam a massa especifica do ar para uso de ventilação industrial.

•

Definir pressão barometrica, pressão estática, pressão dinâmica e pressão total.

•

Definir Pressão estática e total de um ventilador.

•

Como transformamos a informação de pressão total de um ventilador de Pascal para milímetros de coluna de água. Apresente o equacionamento e um exemplo.

•

Como medir em laboratório as pressões anteriormente definidas

•

Definir condições de ar padrão utilizadas para um ventilador.

•

Como se representam as lei de ventiladores, apresentar as equações principais

•

Como se define a potência de um ventilador. Quais as variáveis envolvidas.

•

Quais os rendimentos considerados num ventilador e como são definidos.

•

Para especificar e determinar um ventilador de catalogo comercial quais são as variáveis que devem ser especificadas.

•

Podemos conectar ventiladoras em serie e em paralelo quais as vantagens.

•

Podemos transportar materiais particulares utilizando ventiladores.

•

Como se define a rotação especifica característica em ventiladores. Apresentar a equação.

•

Como se representa a curva característica de um sistema de ventilação industrial.

•

Apresente um exemplo de determinação da potência de um ventilador, determinação da rotação especifica característica e uso das leis de ventiladores.

Sistema de Ventilação Industrial

Exemplos

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PROBLEMAS VENTILAÇÃO LOCAL EXAUSTORA [1] Determinar a pressão estática (em Pa) de um captor que apresenta um coeficiente de perda de carga 0 0,93. A velocidade no captor é igual a 15m/s. Considere ar a temperatura de 20 C. Resposta: PE = 260,6 Pa [2] Determinar o coeficiente de entrada e de perda de carga num captor que apresenta uma pressão estática de – 30mmH20 e pressão dinâmica igual a 10 mmH20.

Resposta: C e = 0,58 k = 1,97 [3] Num captor de exaustor mede-se a pressão estática sendo igual a -2,5pol.H20. O duto e de 18 pol de diâmetro e a velocidade no duto igual a 4000 pé /min. (a) Determinar o coeficiente de entrada e coeficiente de perda de carga do captor. (b) Considerando que em outras condições o sistema apresenta uma pressão 0 estática de -2,10 pol.H20 determinar a velocidade no duto. Obs. Considere ar a 20 C Resposta: (a) C e = 0,63 k = 1,52 (b) V = 18,6m / s 3

[4] Um captor de esmeril deve trabalhar com uma vazão de 1000 m /h. Para arrastar a poeira do esmeril e do material a velocidade do ar no duto deve ser igual a 25m/s. O ar é aspirado a pressão atmosférica 3 (101,32kPa). Considere que a massa especifica é 1,4 kg/m incluindo o material com polvo. (a) Determinar a perda de carga (mmH20 e Pa) na entrada do duto (b) A pressão na entrada do duto (absoluta e relativa). (c) Potencia estimada para o sistema considerando um rendimento global de 65%.

Resposta:

(a)

hK e = 29mmH 2 0

Pk = 284,5 Pa

(c) W& acc = 310W

(b) PE = 722 Pa

[5] Determinar a vazão necessária para um captor com flanges com 25cm de diâmetro é utilizado como exaustor de fumos de solda. O captor é instalado a uma distância 40cm do contaminante. Determinar a perda de carga através do captor e a pressão estática necessária a montante do mesmo. Considere ar a o 3 20 C com massa específica igual a 1,2 kg/m .

Resposta: PE = 322,73Pa 0

[6] Um cadinho contendo metal em fusão a 870 C com 50cm de diâmetro e 100cm de altura repousa sobre o piso. Os fumos metálicos formados são carregados pela corrente de ar por convecção ascensional.

Projete uma coifa para ventilar o processo, considerando que a altura da instalação não poderá ser inferior a 3,0m. Obs. Considere que o coeficiente de transferência de calor por convecção do processo hC =8,45 2 W/(m K).

Resposta: Dcoifa = 2,0m [7] Projetar um ciclone (tipo padrão B) para coletar 87% das partículas de 50µm com massa especifica de 3 3 1200 kg/m em suspensão em uma corrente de ar com vazão de 180 m /min. (b) Determine a perda de carga do coletor em Pa e mmH20. Considere que o ar a pressão atmosférica 101,3kPa e temperatura de 0 3 -5 50 C (ρ=1,09 (kg/m ) e µ=1,96x10 (kg/m.s) ).

Dimensão Ciclone Padrão B (média eficiência) Dimensões

l

H

S

dd

L

L’

db

d

0,563m

1,125m

1,313m

1,125m

2,25m

3,75m

0,3m

1,5m

Obs. Exercícios extraídos das referencias bibliográficas.

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Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

Exemplo [1]: Determinar a pressão estática (em Pa) de um captor que apresenta um coeficiente de perda 0 de carga 0,93. A velocidade no captor é igual a 15m/s. Considere ar a temperatura de 20 C.

PV = ρ

V2 15 2 = 1,2 = 135Pa 2 2

PE = (1 + k )PV = (1 + 0,93)135 = 260,6 Pa

Exemplo [2]: Determinar o coeficiente de entrada e de perda de carga num captor que apresenta uma pressão estática de – 30mmH20 e pressão dinâmica igual a 10 mmH20.

PV

Ce =

PE

=

10 30

= 0,58

1 − C e2 1 − 0,58 2 k= = = 1,97 C e2 0,58 2

Exemplo [3]: Num captor de exaustor mede-se a pressão estática sendo igual a -2,5pol.H20. O duto e de 18 pol de diâmetro e a velocidade no duto igual a 4000 pé /min. (a) Determinar o coeficiente de entrada e coeficiente de perda de carga do captor. (b) Considerando que em outras condições o sistema apresenta 0 uma pressão estática de -2,10 pol.H20 determinar a velocidade no duto. Obs. Considere ar a 20 C

hE = −2,5 x 25,4 = −63,5mmH 2 0 D = 18 x 25,4 = 457 mm

V =

4000 x12 x 25,4 = 20,32m / s 60 x1000

Pressão estática do captor (valor absoluto):

pE =

63,5 x1000 x9,81 = 623Pa 1000

Pressão dinâmica

V2 (20,32) = 247,74 Pa = 1,2 x 2 2 2

PV = ρ

Coeficiente de entrada

Ce =

 247,74  =   = 0,63  623  Pe

PV

Coeficiente de perda de carga

1 − C e2 1 − (0,63)2 k= = = 1,52 C e2 (0,63)2 Este procedimento pode ser adotado experimentalmente para determinar o coeficiente de perda de carga do captores. (b) Considerando que em outras condições o sistema apresenta uma pressão estática de -2,10 pol.H20 determinar a velocidade no duto.

hE = −2,1x 25,4 = −53,34mmH 2 0

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Exemplos

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Sistemas Fluidomecânicos

Pressão estática do captor (valor absoluto):

pE =

53,34 x1000 x9,81 = 523,3Pa 1000

V=

2 PV = ρ

PV = C e2 PE = (0,63) x523,3 = 207,7 Pa 2

2 x 207,7 = 18,6m / s 1,2

obs: o coeficiente de entrada (Ce) e um valor constante.

3

Exemplo [4]: Um captor de esmeril deve trabalhar com uma vazão de 1000 m /h. Para arrastar a poeira do esmeril e do material a velocidade do ar no duto deve ser igual a 25m/s. O ar é aspirado a pressão 3 atmosférica (101,32kPa). Considere que a massa especifica é 1,4 kg/m incluindo o material com polvo. (a) Determinar a perda de carga (mmH20 e Pa) na entrada do duto (b) A pressão na entrada do duto (absoluta e relativa). (c) Potencia estimada para o sistema considerando um rendimento global de 65%. em mmH20 é dada por:

hT = −(hke + hV )

onde

hK e = khV

V2 hV = ρ (mmH 2 0) 2g

sendo

Onde k é o coeficiente de perda de carga que para captor do esmeril é k=0,65.

hV = 1,4

25 2 = 44,6(mmH 2 0) 2g

(a) Perda de carga (mmH20 e Pa) na entrada do duto:

 25 2   = 29mmH 2 0 hK e = khV = 0,651,4  2 x9,81 

Pk =

1000 x9,81x 29 = 284,5 Pa 1000

(b) Pressão na entrada do duto:

hT e = −(29 + 44,6 ) = −73,6mmH 2 0 PE =

1000 x9,81x73,6 = 722 Pa 1000

Trata-se de uma depressão já que é menor que a pressão atmosférica. Aplicamos a Eq. de energia entre a entrada do ar aspirado no captor e na saída após ser aspirado pelo ventilador. As extremidades do sistema estão submetidas a pressão atmosférica. A velocidade do ar antes de ser aspirado é desprezível. Desta forma a Eq. fica reduzida a:

H Man

Vs2 = hL + o que corresponde a depressão total (PT) a ser vencida pelo ventilador.

2g

Potencia requerida para o funcionamento do sistema

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Exemplos

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ρgHQ PT Q 722 x1000 W& acc = = = ≅ 310W ηG ηG 0,6 x3600

Exemplo [5]: Determinar a vazão necessária para um captor com flanges com 25cm de diâmetro é utilizado como exaustor de fumos de solda. O captor é instalado a uma distância 40cm do contaminante. Determinar a perda de carga através do captor e a pressão estática necessária a montante do mesmo. Considere ar a o 3 20 C com massa específica igual a 1,2 kg/m .

A vazão do captor com flanges é determina com

(

)

Q = 0,75 10 X 2 + A Vc Da Tab. 1 obtemos a velocidade de captura (valor médio) Vc=0,75 m/s.

Af =

πD 2 π 0,25 2 = = 0,049m 2 4 4

 m3   Q = 0,75 x0,75(10 x0,4 2 + 0,049) = 0,93  s  V =

Q 0,93 = ≅ 19m / s A 0,049

PV = ρ

V2 19 2 = 1,2 = 216,6 Pa 2 2

PE = (1 + k )PV = (1 + 0,49 )x 216,6 = 322,73Pa 0

Exemplo [6]: Um cadinho contendo metal em fusão a 870 C com 50cm de diâmetro e 100cm de altura repousa sobre o piso. Os fumos metálicos formados são carregados pela corrente de ar por convecção ascensional. Projete uma coifa para ventilar o processo, considerando que a altura da instalação não poderá ser inferior a 3,0m. Obs. Considere que o coeficiente de transferência de calor por convecção do 2 processo hC =8,45 W/(m K) Dados adicionais: 0 Temperatura do ar: 30 C 0 Temperatura da superfície: 870 C Diâmetro do cilindro aquecido: D=50cm Y=3,0m 2 hC =8,45 W/(m K) Como Y> 1,0 trata-se de uma coifa alta.

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Exemplos

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Solução: A taxa de calor dissipado e dada por:

2  W  π 0,5 &q c = hc A(Ts − Tar ) = 8,45 2   m K  4

 2 (m )(870 − 30)( K ) = 1394W 

Vazão do projeto do captor

QY = 7,7(q& C ) (Y + 2 D)1, 46 1/ 3

(litros/s)

QY = 7,7(1394 ) (3,0 + 2 x0,5)1, 46 = 651 (litros/s) 1/ 3

QY = 0,651 (m 3 /s) raio da corrente ascensional de gás quente:

r = 0,215(Y + 2 D ) 0,88 (m) r = 0,215(3,0 + 2 x0,5) 0,88 = 0,73m Diâmetro da coifa:

Dcoifa = 2r + 0,5m Dcoifa = 2 x0,73 + 0,5 ≅ 2,0m Af incremento de área de fase:

Af =

(

2 π Dcoifa − ( 2r ) 2

4

) = π (2

2

− (2 x0,73) 2 4

) = 1,47m

2

Velocidade recomendada (0,5m/s a 0,8m/s). Assumimos Vf=0,5m/s.

Qf e a vazão da fase:

Q f = A f V f = 1,47m 2 x0,5m = 0,74m 3 / s m3 Q = 0,651 + 0,74 = 1,39 s Exemplo [7]: Projetar um ciclone para coletar 87% das partículas de 50µm com massa especifica de 1200 3 3 kg/m em suspensão em uma corrente de ar com vazão de 180 m /min. (b) Determine a perda de carga do 0 coletor em Pa e mmH20. Considere que o ar a pressão atmosférica 101,3kPa e temperatura de 50 C 3 -5 (ρ=1,09 (kg/m ) e µ=1,96x10 (kg/m.s) ).

d pc = 0,27

µ ar d Ve (ρ p − ρ ar )

Explicitamos o diâmetro do ciclone:

d=

Ve (ρ p − ρ ar ) 0,073µ ar

2 d pc

Da Eq.

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ηC =

1

 d pc 1+  d  p

   

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Obtemos o diâmetro de corte da partícula.

2

 1 d pc = d p  ηc

  − 1 

pela qual se obtém dpc= 19,32µm.

Para ciclone tipo B obtemos a relação da velocidade de entrada (Tab.4).:

Ve =

Q Q Q Q = = = Ae lxH 0,375dx0,75d 0,281d 2

(ρ p − ρ ar ) 2   d =  48,71Q d pc  µ ar  

1/ 3

2   180  (1200 − 1,09)  19,32   d = 48,71   −5 6    60  1,96 x10  1x10   

1/ 3

= 1,494m

Aproximamos para d=1,5m.

Resultados das dimensões do ciclone Dimensão l Ciclone Padrão B (média eficiência) 0,375 Fator multiplicativo do diâmetro (d) 0,563m Dimensões (metros).

A k C = 21,16 e  As Ve =

  

1, 21

 0,563x1,125  = 21,16 x   2  π (1,1,25) / 4 

(

)

H

S

dd

L

L’

db

d

0,75 1,125m

0,875 1,313m

0,75 1,125m

1,5 2,25m

2,5 3,75m

0,2 0,3m

1,0 1,5m

1.21

= 12,26m

Q = 4,75m / s (Velocidade ligeiramente menor que a recomendada (5,0m/s) ) 0,281x1,5 2

∆P = k C ρ ar

hK C =

Ve2 (4,75)2 = 150,76 Pa = 12,26 x1,09 x 2 2

150,76 x1000 = 15,36mmH 2 0 1000 x9,81

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[ 1 ] Uma serralheria consome em soldas elétricas cerca de 40 kg de eletrodos por dia de 8h de trabalho. (a) Calcular as condições mínimas de ventilação a serem adotadas para o recinto. (b) Qual seria o numero de renovações de ar requerida considerando que o local apresenta um pe direito de 5 metros de uma área de 10mx10m.

• Existem normas que assinalam segundo o processo qual o tipo de contaminante e qual a produção.

No caso de solda a arco elétrico o contaminate e fumo de oxido de ferro e a produção e de 10 a 20 g/kg. (Tab. 1.7).

Utilizaremos por segurança o valor maximo ( 20 g/kg).

•

Existem normas que regulam os limites de tolerância a contaminantes em recintos.

Para o caso de soldas elétricas, consideradas (oxido de fumos Tab. 1.5a – da E.C. da Costa ): Limite: 10 mg/m3.

40 (kg / h )x20(g / kg ) Quantidade − de − Conta min ante m3 8 Q(Vazao) = = = 10 .

000 Limite − de − Tolerancia h 10 / 1000( g / m 3 ) n=

Q 10000(m 3 / h) = = 20renovacoes / hora.

V 500(m 3 ) •

O correto seria utilizar ventilação local exaustora diminuindo consideravelmente o volume de ar a ser ventilado.

[ 2 ] Determinar a ventilação geral diluidora (por exaustão) que seria necessária ser adotada numa fundição cuja capacidade e de 1 tonelada de ferro cinzento a cada 8 h.

• Existem normas que assinalam segundo o processo qual o tipo de contaminante e qual a produção.

No caso de fundição cada tonelada de ferro cinzento emite 9,6 kg de fumo de oxido de ferro (Tab. 1.7: 9,6 kg/ton ) • Existem normas que regulam os limites de tolerância a contaminantes em recintos.

Para de fundição a máxima concentração permitida de fumo de oxido de ferro e de (oxido de fumos Tab. 1.5a – da E.C. da Costa ): 10 mg/m3.

1 (ton / h )x9,6(kg / ton )x1000(g / kg ) Quantidade − de − Conta min ante 8 m3 = = 120 .

000 Q(Vazao) = Limite − de − Tolerancia h 10 / 1000( g / m 3 )

[ 3 ] (a) Determinar a quantidade de ar necessária para a ventilação de um auditório de 12.000 m3 destinado a 1500 pessoas. (b) Determine o numero de renovações de ar necessárias no local.

Pelo código de Obras de POA e necessário m3/h x pessoa.

 m3  m3 Q(Vazao) = 1500 pessoax50 / pessoa  = 75.000 h  h 

O numero de renovações de ar no auditório será:

Q 75000(m 3 / h) n= = = 6,25renovacoes / hora.

V 12000(m 3 )

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Exemplos

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