Manual Tecnico de Ventiladores

MANUAL TÉCNICO

ÍNDICE

CONTEÚDO

Total de Págs.

BT-01 - O que é um Ventilador - Terminologia de Definição de Ventiladores

4

BT-02- Leis dos Ventiladores

7

BT-03 - Curvas de Desempenho de um Ventilador Curvas de Resistência do Sistema Instabilidade do Sistema, instabilidade do Ventilador e Paralelismo BT-04 - Tipos de Ventiladores

5 4

BT-05 - Seleção de Ventiladores Selecionando o tipo de Ventilador Requisitos de uma Consulta de Ventilador

5

BT-06 - Efeitos no Sistema na Aspiração do Ventilador Efeitos no Sistema na Descarga do Ventilador

7

BT-07 - Vida dos Rolamentos dos Ventiladores

2

BT-08 - Características dos Sistemas de Ventilação dos Ventiladores

3

BT-09 - Desbalanceamento Residual Permissível

3

BT-10 - Cálculo da Potência Sonora do Ventilador

3

BT-11 - Modulação do Desempenho do Ventilador

4

BT-12 - Arranjos de Ventiladores

7

BT-13 - Rotação Crática dos Eixos

4

BT-14 - Torque de Partida do Ventilador

3

BT-15 - Fundamentos de Ruído

10

BT-16 - Efeitos do Sistema na Aplicação de Ventiladores Industriais

2

6

BOLETIM TÉCNICO Nº 1

O QUE É UM VENTILADOR

U

m ventilador é uma máquina que produz fluxo de gás com duas ou mais pás fixadas a um eixo rotativo. Os ventiladores convertem a energia mecânica rotacional, aplicada aos seus eixos, em aumento de pressão total do gás em movimento. Esta conversão é obtida através da alteração do momento do fluido.

Ventiladores para aquecimento, ventilação e ar condicionado, inclusive em sistemas de alta velocidade ou de alta pressão, raramente atingem mais que 2.500 - 3.000 Pa (250 a 300 mm de coluna de água). Há três componentes principais em um ventilador: o propulsor (também chamado de rotor), o meio de acioná-lo e a carcaça.

Os códigos de teste de potência da Sociedade Americana de Engenheiros Mecânicos (ASME) limitam a definição de ventilador a máquinas que aumentam a densidade do gás em no máximo 7% à medida que percorre o trajeto desde a aspiração até a descarga. Este é um aumento de aproximadamente 7.620 Pa (762 milímetros de coluna d´água) com base no ar padrão. Para pressões superiores a 7.620 Pa (762 milímetros de coluna d´água), o dispositivo de movimentação do ar é um compressor ou soprador. Existem muitas outras definições, com limites de pressão distintos, sendo que o Brasil não adota, oficialmente, nenhuma especificamente.

Para prever com razoável exatidão o desempenho de um ventilador na instalação, um projetista deve saber: (a) Como o ventilador foi testado e qual procedimento (norma) foi seguido. (b) Os efeitos que o sistema de distribuição de ar terá no desempenho do ventilador. Ventiladores de tipos diferentes, ou ainda ventiladores do mesmo tipo fornecidos por fabricantes diferentes, não irão interagir com o sistema da mesma maneira.

TERMINOLOGIA E DEFINIÇÕES DOS VENTILADORES Ar Padrão (Sistema Internacional) r seco a 20ºC e 101,325 kPa. Sob essas condições, o ar seco tem uma densidade de massa de 1,204 kg/m3.

A

Fig.1 - Pressão Atmosférica

Pressão Relativa - Coluna d’água (ca) É a medida de pressão acima da atmosférica expressa como a altura de uma coluna de água em mm (ou polegadas). A pressão atmosférica ao nível do mar iguala-se a 10.340 mm (407,1 polegadas) de água ou 10m (33,97 pés) de água (Fig 1).

Vácuo

Pressão Atmosférica

Pressão Estática (Pe) É a diferença entre a pressão absoluta em um determinado ponto em uma corrente de ar ou câmara pressurizada e a pressão absoluta da atmosfera ambiente, sendo positiva quando a pressão neste ponto estiver acima da pressão ambiente e negativa quando estiver abaixo. Atua igualmente em todas as direções, independente da velocidade do ar e é uma medida da energia potencial disponível em uma corrente de ar.

Água

1-4

10.340 mm de coluna d’água ao nível do mar

BOLETIM TÉCNICO Nº 1

Pressão de Velocidade/Pressão Dinâmica É a pressão exigida para acelerar o ar da velocidade zero para alguma velocidade e é proporcional à energia cinética da corrente de ar. A pressão de velocidade apenas será exercida na direção do fluxo de ar e é sempre positiva (Fig 2).

Fig.2 - Pressão Dinâmica do Ventilador

Pd = V 2 para ar padrão 1,3

Pressão Total

Onde:

Pressão Dinâmica

Pd = pressão dinâmica em Pa V = velocidade em m/s Ou

Pressão Estática

Pd = ( r V2 ) / 2g Onde: Pd = pressão dinâmica em mmca V = velocidade em m/s r = densidade de 1,204 kg/m3 g = acelereção da gravidade de 9,81 m/s2

Pressão Dinâmica = Pressão Total - Pressão Estática

Fig.3 - Pe, Pd e Pt num ponto

Pressão Total Soma algébrica da pressão dinâmica e estática. É uma medida da energia total disponível na corrente de ar. (Fig. 3)

Pe Pe

Pe

Pt

Pt=Pe+Pd

Pe

Pe Pe Pd

Pressão Total do Ventilador Diferença algébrica entre a pressão total média na descarga do ventilador e a pressão total média na aspiração do ventilador. É a medida da energia mecânica total acrescentada ao ar ou gás pelo ventilador. A Fig. 4 mostra como isto é medido.

Fig.4 - Pressão Total do Ventilador

Tubo de Impacto Ventilador

Vazão (Q) É a quantidade de ar ou gás, em volume, movimentada pelo ventilador na unidade de tempo, portanto independente da densidade do ar. A unidade usual é m3/h, mas no SI o correto é utilizar m3/s.

Fluxo de Ar

Pt Tubo de Impacto

2-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 1

Fig.5 - Pressão Estática do Ventilador

Pressão Estática do Ventilador A pressão estática do ventilador (Fig. 5) é uma grandeza usada na medição do desempenho de ventiladores e não pode ser medida diretamente. É a pressão total do ventilador menos a pressão dinâmica correspondente à velocidade média do ar na descarga do ventilador. Observa-se que não é a diferença entre a pressão estática na descarga e a pressão estática na aspiração, isto é, não é a pressão estática do sistema externo.

Tubo Estático Ventilador Fluxo de Ar

Pe

Potência Absorvida pelo ventilador (Pabs) É a potência real que um ventilador requer para mover um dado volume de ar a uma determinada pressão. Pode incluir a potência absorvida por correias em V, acessórios e quaisquer outras exigências de potência além do suprimento de força do ventilador.

Tubo de Impacto

Pabs = Q x Pt 1.020 ht Onde:

Fig.6 - Pressão Estática com Vazão Nula

ht = rendimento total do ventilador Q = vazão em m3/s Pt = pressão total em Pa Pabs = potência em kW

Ou

Pe

Pabs = Q x Pt 270.000 ht

Onde:

Q

ht = rendimento total do ventilador Q = vazão em m3/h Pt = pressão total em mmca Pabs = potência em cv

Rendimento Estático (he) É a potência estática dividida pela potência absorvida do ventilador. Fig.7- Descarga Livre

he =

Saída de Força Suprimentos de Força

=

Q x Pe 270.000 x Pabs

Rendimento Total (ht) Também chamado de rendimento mecânico, ou simplesmente rendimento. É a razão da saída de potência sobre o suprimento de potência.

ht =

Pe=0 Pe

Q x Pt 270.000 x Pabs

Q

3-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 1

Fig.8 - Intervalo de Aplicação

Pressão Estática com vazão nula Condição de operação em que a descarga do ventilador encontra-se completamente fechada, resultando em nenhum fluxo de ar. (Fig. 6).

Intervalo de Aplicação É o intervalo de vazões e pressões de operação, determinado pelo fabricante, no qual um ventilador irá operar satisfatoriamente. (Fig. 8)

0

Q

Fig.9 - Velocidade Periférica

O intervalo de aplicação típica para ventiladores centrífugos com pás voltadas para a frente é de 30% a 80% da vazão máxima, para ventiladores inclinados para trás é de 40% a 85% da vazão máxima e para ventiladores com pás radiais de 35% a 80% da vazão máxima.

D

Velocidade Periférica (Vp) É igual a circunferência do rotor multiplicada pela RPM do ventilador e é expressa em m/s. (Fig. 9.) Vp =

Intervalo de Aplicação

Pressão Estática

Condição de descarga livre Nesta condição de operação a pressão estática através do ventilador é zero, e a vazão é máxima. (Fig 7).

p x DN 60

Onde : D = diâmetro do rotor em metros N = velocidade em RPM

OTAM VENTILADORES INDUSTRIAIS LTDA. Av. Francisco S. Bitencourt, 1501 Fone: (51) 3364.5566 - Fax: (51) 3364.1264 Caixa Postal 7056 - CEP: 91150-010 - Porto Alegre - RS e-mail: [email protected] www.otam.com.br 4-4

RPM

BOLETIM TÉCNICO Nº 2

LEIS DOS VENTILADORES

N

ão é exeqüível testar o desempenho de cada tamanho de ventilador de uma linha de um fabricante, em todas as velocidades às quais ele pode ser aplicado. Nem tampouco é possível simular cada densidade do ar de aspiração que pode ser encontrada.

Mudanças na Rotação do Ventilador Primeiramente, devemos considerar as leis para ventiladores aplicadas a uma mudança apenas na rotação (sistema constante) em determinado ventilador e em determinado sistema utilizando ar numa dada densidade. (Fig. 1)

Felizmente, de acordo com o uso das Leis dos Ventiladores, é possível prever com boa precisão o desempenho de um ventilador em outras velocidades e densidades diferentes daquelas do teste de desempenho original.

Q 2= Q 1 x

É importante observar-se, entretanto, que essas Leis se aplicam a um determinado ponto de operação segundo a característica do ventilador. Elas não podem ser usadas para prever outros pontos nesta curva característica, ou seja, as leis dos ventiladores calculam o novo ponto de operação do ventilador dentro da curva de mesmo rendimento.

W= W1 x 2

( NN ( 1

Fig.1 - Mudança na RPM

Intervalo de Aplicação

P @ N2 Curva do Sistema P2

1 P @ N1

3

P1 Q1

2

( NN ( x( DD ( x( dd ( 2

2

1

2

1

3

W= W1 x 2

2

1

2

P2 = P1 x

N2 N1

O rendimento não é alterado.

2

1

2

( (

Equações das leis dos ventiladores: 2

1

3

As Leis dos Ventiladores serão exatas para ventiladores com proporcionalidade geométrica; entretanto, uma vez que as tolerâncias normalmente não são proporcionais, um desempenho levemente melhor é normalmente obtido quando for projetado a partir de um determinado tamanho de ventilador para um tamanho maior.

( NN ( x( DD (

2

P2 = P1 x

Estas Leis são mais freqüentemente usadas para calcular mudanças na vazão, pressão e potência de um ventilador quando o seu tamanho, velocidade ou densidade do gás forem alterados.

Q 2= Q 1 x

( NN (

1

5

( NN ( x( DD ( x( dd ( 2

2

2

1

1

1

Onde: Q=vazão P = pressão (total, estática ou dinâmica) d=densidade do gás N=rotação do ventilador D=diâmetro do rotor W=potência do ventilador 1-7

Q2

BOLETIM TÉCNICO Nº 2

Mudanças no Tamanho do Ventilador As Leis dos Ventiladores contêm mudanças no desempenho devido a mudanças proporcionais no tamanho do ventilador, baseando-se numa velocidade periférica constante, com rotação, densidade de ar e proporções do ventilador constantes e um ponto de operação fixo. (Fig 2.)

( WW ( D Q x( ( D

Q 2= Q 1 x

Fig.2 - Mudança no Diâmentro do Rotor (velocidade periférica constante)

Ventilador D2

2 1

2

2

1

1

P2 = P1

Ventilador D1

P1 =P 2

( (

D N2= N 1 x 1 D2

2

Q1

São usadas principalmente por projetistas de ventiladores e raramente têm aplicação na seleção ou aplicação dos equipamentos.

Q2

As Leis dos Ventiladores também referem-se a mudanças no desempenho devido a mudanças proporcionais no tamanho do ventilador, porém baseando-se na rotação do ventilador, densidade do ar e proporções do ventilador contantes e ponto de operação fixo. (Fig. 3) Q 2= Q 1 x

( ( D2 D1

( (

D P 2= P 1 x 2 D1 W= W1 x 2

( ( D2 D1

Fig.3 - Mudança no Diâmetro do Rotor (rotação constante)

3

2

Ventilador D2 5

P2

Geralmente são usadas pelos fabricantes de ventiladores para gerar dados quanto ao desempenho para "famílias" de ventiladores geometricamente proporcionados.

Ventilador D1 3

P1

Q1

Mudanças na densidade do ar A seguir, considera-se o efeito da mudança na densidade do ar sobre o desempenho do ventilador, sendo que três leis se aplicam a esta situação.

2-7

Q2

BOLETIM TÉCNICO Nº 2

Fig.4 - Efeito da Mudança na Densidade (vazão constante)

Leis dos Ventiladores (Fig. 4) com volume, sistema, tamanho do ventilador e rotação constantes. A vazão do ventilador (Q) não será alterada em virtude da densidade. Um ventilador é uma máquina de volume constante e produzirá a mesma vazão independentemente da densidade do ar.

P2= P1 x

( WW (

P1 x

( dd (

Ventilador D2

2

P2

1 2

Ventilador D1 3

P1

1

Q 2= Q 1

Q1

As Leis dos Ventiladores (Fig. 5) com pressão, sistema e tamanho do ventilador constantes. Rotação variável.

Fig.5 - Mudança na Densidade (pressão estática constante)

( NN ( W = Q x( ( W d = Q x( ( d

Q 2= Q 1 x

Q2

P @ d1

2 1 2

1

P @ d2

1 1

1

P1 = P2

5

2

ad

P2 = P1

S

As Leis dos Ventiladores (Fig. 6) para vazão constante, sistema constante e tamanho fixo do ventilador. Rotação do ventilador variável.

( NN ( P = Q x( ( P d = Q x( ( d d W= W x( ( d Q 2= Q 1 x

2

em ist

ad

1

m ste

Si

Q2

Q1

2

Fig.6 - Mudança na Densidade (vazão constante)

1 2

1

1

Sistema @ d1

1

1

2

P @ d2 e N 2

2

1

2

1

2

P2 P @ d1 e N1

As Leis dos Ventiladores das figuras 4 e 6 são a base para selecionar ventiladores que não os de densidade de ar padrão, usando as tabelas de catálogo dos ventiladores que se baseiam em ar padrão.

6 a

P1

d2

st

Si Q1

3-7

@

em

Q2

BOLETIM TÉCNICO Nº 2

Exemplo No. 1

Exemplo No. 2

Um ventilador para ar condicionado está operando a uma velocidade de 600 rpm contra uma pressão estática de 500 Pa e exigindo potência de 6,50 kW. Está liberando 19.000 m³/h nas condições padrão. Para manusear uma carga térmica de ar condicionado maior que a planejada originalmente, mais ar se faz necessário. A fim de aumentar a vazão de ar para 21.500 m³/h, quais são os novos valores para a rotação do ventilador, a pressão estática e a potência?

Um ventilador está operando a uma velocidade de 2.715 rpm a uma temperatura de 20ºC contra uma pressão estática de 300 Pa. Está liberando 3.560 m³/h e requer 2,84 kW. Um motor de 5 kW está alimentando o ventilador. O sistema está com pouca capacidade porém o proprietário não quer gastar dinheiro para mudar o motor. Qual é a capacidade máxima que se pode chegar no seu sistema com o motor 5 kW existente? Qual é o aumento de rotação permitido? Qual será a vazão e qual será a pressão estática sob as novas condições?

Q 2= Q 1 x

( NN ( 2

N 2= N 1 x

1

2 1

1/ 3

Q N 2= N 1 x 2 Q1

( (

= 2.715 x (5,0/2,84) = 3.280 rpm

= 600 x (21.500/19.000) = 679 RPM

Q 2= Q 1 x

( NN ( 2 1

2

( (

N P2 = P1 x 2 N1

1/ 3

( WW (

= 3.560 x (3.280/2.715) = 4.300 m³/h

2

=500 x (679/600) = 640Pa P2 = P1 x

3

W= W1 x 2

( NN ( 2 1

N2 N1

2

( (

2

= 300 x (3.280/2.715) = 440Pa

3

=6.50 x (679/600) = 9.42 kW

Fig.7 - Mudança na RPM

679 RPM 9,42 kW 600 RPM 6,50 kW

640 P 500

Fig.8 - Mudança na RPM 3.280 RPM

Curvas kW Curvas do Ventilador Curvas do Sistema

2.714 RPM 440 P 300

19 21.5 Q x 10

Curvas do Ventilador Curvas do Sistema

3.560

3

4-7

4.300

BOLETIM TÉCNICO Nº 2

Fig.9 - Mudança no Diâmetro

Exemplo No. 3 Um fabricante de ventiladores deseja projetar os dados obtidos por um ventilador de 400 mm de diâmetro para um ventilador de 800 mm de diâmetro. Em um ponto de operação, o ventilador de 400 mm entrega 7.750 m³/h a 20ºC contra uma pressão estática de 100 Pa. Isto requer 694 rpm (velocidade periférica = 14,53 m/s) e 1,77 kW. Qual será a vazão projetada, a pressão estática, a potência e a velocidade periférica (Vp) para um ventilador de 800 mm na mesma rotação?

800 Curvas do Ventilador

P

400 400 100 7.750

Q 2= Q 1 x

( DD ( 2 1

= 7.750 x (800/400) = 62.000 m³/h

( (

D P 2= P 1 x 2 D1

( DD (

Exemplo No. 4

3

Um ventilador aspirando ar de um forno está entregando 18.620 m³/h a 116ºC contra uma pressão estática de 250 Pa. Está operando a 796 rpm e requer 9,90 kW. Presumindo-se que o forno perca seu calor e o ar seja de 20ºC, o que acontece com a pressão estática e a potência absorvida pelo ventilador? Densidade do ar de 20ºC = 1,2 kg/m3 Densidade do ar de 116ºC = 0,9 kg/m3

2

= 100 x (800/400) = 400 Pa

W2= W1 x

62.000

3

2

5

2

Q 2= Q 1 =18.620 m³/h

1

= 1,77 x (800/400) = 56,64 kW

5

P 2= P 1 x

( dd ( 2 1

= 250 x (1,2/0,9) = 335 Pa

( (

Vp= Vp1 x D 2 2 D1

= 14,53 x (800/400) = 29,06 m/s

W2= W1 x

( dd ( 2 1

= 9,9 x (1,2/0,9) = 13,2 kW

Estas, mais as equações do exemplo 1, são as leis usadas para projetar dados de catálogo, para muitos diâmetros e rotações, a partir de um teste em um único ventilador em uma única velocidade.

5-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 2

Fig.11 Mudança na Densidade

Fig.10 - Mudança na Densidade

Ar Padrão

20°C

1.120 RPM

116°C 20°C 335 P 250

49°C & 1000

Curvas do Ventilador Curvas do Sistema

Ar Padrão

1.120 RPM 225 P 200

Curvas do Ventilador Curvas do Sistema

116°C 49°C & 1000 18.620

Q

Q

Este exemplo ilustra porque o motor do ventilador deve ser sempre selecionado na potência em densidade máxima, a qual estaria na temperatura de ar mais baixa esperada.

A partir da tabela do catálogo do ventilador, veremos que, para entregar 15.200 m³/h com 225 Pa, serão necessárias 1.120 rpm. A potência exigida é de 8,07 kW. A rotação está correta em 1.120 rpm, mas uma vez que o ventilador está lidando com ar menos denso, então:

Exemplo No. 5 Um engenheiro especifica que quer 15.200 m³/h a uma pressão estática de 200 Pa, com temperatura de 49ºC e a uma altitude de 300 m. Determine a rotação do ventilador e sua potência. (Dica: há duas maneiras de resolver este problema, usando-se as Leis dos Ventiladores mostradas na Fig.4 ou 6).

Wstd= Wreal x

( dd ( real std

= 8,07 x 0,88 = 7,1 kW Observe também, a partir deste exemplo, que a perda de carga do sistema varia diretamente com a densidade do ar.

Usando-se as Leis dos Ventiladores 4 (Fig. 11): Para entrarmos nas tabelas dos ventiladores nos catálogos do fabricante que se baseiam no ar padrão, devemos determinar a pressão estática que seria exigida com ar padrão.

Usando-se a Lei para Ventiladores 6 (Fig. 12): Neste caso, presuma que a condição de operação é a padrão para determinar a rotação e a potência no catálogo. Dessa forma, a potência e a pressão estática do catálogo serão corrigidas de acordo com a Lei para Ventiladores 6.

A partir de um gráfico de proporções de densidade do ar, nós encontraríamos:

Qstd= Q real x

Densidade Real = 0,88 Densidade Standard

Pstd = Preal x

15.200

( dd ( real std

= 15.200 x 0,88 = 13.400 m³/h

( dd ( std

Pstd = Preal x

real

200 = = 227 Pa, digamos 225 0,88

( dd ( real std

= 200 x 0,88 = 176 Pa, digamos 175

6-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 2

O ventilador irá entregar 13.400 m³/h com 175 Pa ao operar em 988 rpm. A potência exigida é de 5,55 kW. Corrigindo-se a rotação pela densidade, de acordo com a Lei para Ventiladores 6, obtemos:

Fig.12 - Mudança na Densidade

1.120 RPM 49°C & 1000

Nreal= Nstd x

988 RPM

( dd ( std

Curvas do Ventilador Curvas do Sistema

Ar Padrão

real

200 P

= 988/0,88 = 1.120 rpm

175

Ar Padrão 2

( (

d Wreal= Wstd x std dreal

49°C & 1000 13.400 Q

2

= 5,55/(0,88) = 7,1 kW Como era de se esperar, a resposta é a mesma em ambas as soluções.

15.200

Este exemplo é útil naqueles casos em que uma resistência é adicionada, tal como um filtro absoluto, no sistema de ventilação, aumentando a pressão estática requerida além da curva do ventilador catalogada pelo fabricante.

Exemplo No. 6 Presuma que um ventilador esteja trabalhando com 41.280 m³/h a uma pressão estática de 300 Pa, funcionando a 418 rpm e exigindo 14,99 kW. Se a velocidade permanecer constante em 418 rpm, porém uma resistência adicional de 100 Pa (baseada nas velocidades existentes) for colocada no sistema, a pressão estática seria de 400 Pa se a capacidade, 41.280 m³/h, permanecer a mesma. A partir da tabela de seleção do fabricante de ventiladores, vê-se que a velocidade teria que ser aumentada para 454 rpm e exigiria 18,7 kW. Esta nova seleção do ventilador deve ser reduzida à velocidade pré-determinada de 418 rpm ao longo da nova curva de resistência do duto usando-se a Lei para Ventiladores 1.

Q1 = Q 2 x

( NN ( 1 2

418 = 41.280 x 454 = 38.000 m³/h

( )

2

P1= P 2x

( (

2

418 N1 = 400 x = 339 Pa 454 N2

3

( ( ( )

( )

N1 N2 3 418 = 18,7 x 454 = 14,6 kW

W1 = W2 x

OTAM VENTILADORES INDUSTRIAIS LTDA. Av. Francisco S. Bitencourt, 1501 Fone: (51) 3364.5566 - Fax: (51) 3364.1264 Caixa Postal 7056 - CEP: 91150-010 - Porto Alegre - RS e-mail: [email protected] www.otam.com.br 7-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 3

CURVAS DE DESEMPENHO DE UM VENTILADOR

U

ma vez que cada tipo e tamanho de ventilador tem características diferentes, curvas de desempenho dos ventiladores devem ser desenvolvidas por seus fabricantes.

Uma curva típica de desempenho de um ventilador encontra-se na Fig. 1. Geralmente, estas curvas são determinadas por testes de laboratório, conduzidos de acordo com uma norma de teste apropriada, como por exemplo as normas da Air Movement and Control Association International Inc. (AMCA).

Uma curva de desempenho de um ventilador é uma representação gráfica de seu desempenho. Esta curva normalmente cobre todo o intervalo desde a descarga livre (sem obstruções ao fluxo) até vazão zero (um sistema totalmente vedado sem nenhum fluxo de ar).

É importante observar-se que as condições de fluxo do setup do teste requerido pelas normas da AMCA são praticamente ideais. Por este motivo, as curvas de desempenho, para a pressão estática e potência absorvida versus o fluxo de ar, são as obtidas sob condições ideais, que raramente existem na prática.

Uma ou mais das seguintes características podem ser representadas graficamente em função da vazão (Q). Pressão Estática Pe Pressão Total Pt Potência cv Rendimento Estático do Ventilador hs Rendimento Total do Ventilador ht

As "Leis dos Ventiladores" são usadas para determinar as características de desempenho e potência em outras rotações e tamanhos de ventilador; normalmente, conforme o mencionado anteriormente, poucos tamanhos de ventilador e rotações são testados para determinar a capacidade de uma determinada "família" de ventiladores.

Rendimento %

A densidade do gás (r), o tamanho do ventilador e a rotação (N) são geralmente constantes durante toda a curva e devem ser expressados. Fig.1- Curva de Desempenho de Ventilador 13 Tamanho 560 Diâmetro do rotor/ventilador de 560mm

6

12

Pt

11

Pe

Pressão, P

4 ht

3

10

100

9

90

8

80

7

70

6

60

5 hs

4

2 kW

1 Operando a 1.000 RPM & 1,2 kg/m³ de densidade

0 0

1

2

3

4

5

6

Vazão, Q - m³/h x 1000 1-5

7

8

9

10

kW - Potência

5

50 40

3

30

2

20

1

10

0

0

BOLETIM TÉCNICO Nº 3

CURVA DE RESISTÊNCIA DO SISTEMA

A

Fig. 2 - Curva de Resistência do Sistema

resistência do sistema é a soma total de todas as perdas de pressão através dos filtros, serpentinas, dampers e dutos. A curva de resistência do sistema (Fig. 2) é simplesmente uma representação gráfica da pressão exigida para mover o ar pelo sistema.

400 300 Pe

Para sistemas fixos, ou seja, sem nenhuma alteração nas regulagens dos dampers, etc., a resistência do sistema varia conforme o quadrado do volume de ar (Q). A curva de resistência para qualquer sistema é representada por uma curva simples. Por exemplo, considere um sistema trabalhando com 1.000 m3/h com uma resistência total de 100 Pa.

200 100 0 0

1000

2000 Q

Se Q for duplicado, a resistência aumentará para 400 Pa, conforme mostrado pelo quadrado do valor da razão dada na Fig. 2. Esta curva modifica-se, no entanto, a medida em que os filtros sobrecarregam-se de sujeira, as serpentinas começam a condensar umidade, ou quando os dampers de saída têm a sua posição alterada.

² 4 Pe Q ² ² = ² = 2.000 = Q 1.000 1 Pe ¹ ¹

( ) (

)

Fig. 3 - Ponto de Operação

Ponto de Operação O ponto de operação (Fig.3) no qual o ventilador e o sistema irão funcionar é determinado pela intersecção da curva de resistência do sistema e a curva de desempenho do ventilador. Observe que todo ventilador opera apenas ao longo da sua curva de desempenho. Se a resistência do sistema projetada não for a mesma que a resistência no sistema instalado, o ponto de operação irá mudar e os valores de pressão estática e vazão não serão iguais ao calculado. Observe na Fig. 4 que o sistema real tem uma perda de pressão maior do que a prevista no projeto. Portanto, o volume de ar é reduzido e a pressão estática é aumentada.

Potência absorvida e Pressão estática

Ponto de operação

Curva do Sistema Curva da Potência Curva do Ventilador

Q Fig. 4 - Variações do Projeto - Diminuição do Fluxo de Ar

O formato da curva de potência resultaria tipicamente em uma redução da potência absorvida. Tipicamente, a RPM seria então aumentada e mais potência seria necessária para atingir a vazão desejada. Em muitos casos onde há uma diferença entre a capacidade do ventilador calculada e a real, isto deve-se a uma mudança na resistência do sistema, e não a falhas do ventilador ou do motor. Freqüentemente erra-se ao tomar a leitura da pressão estática do ventilador e concluir que, se estiver abaixo ou acima das exigências do projeto, a vazão também está abaixo ou acima das exigências do projeto. A Fig. 4 mostra porque esta conclusão é completamente inválida.

Pe @ Q projeto

Incremento de Pe

Curva do Ventilador

Pe

Curva Real do Sistema Curva de Projeto

Redução de Q Q

2-5

BOLETIM TÉCNICO Nº 3

INSTABILIDADE DO SISTEMA, INSTABILIDADE DO VENTILADOR E PARALELISMO

O

s três principais motivos para um fluxo de ar instável em um sistema de ventilação são (1) Instabilidade do Sistema, (2) Instabilidade do Ventilador e (3) Paralelismo.

Fig.1- Instabilidade do Sistema

Instabilidade do sistema é possível

Pe

Instabilidade do Sistema A instabilidade do sistema ocorre quando as curvas da resistência do sistema e do desempenho do ventilador não se cruzam num ponto único, mas, ao contrário, sobre um intervalo de vazões e pressões. Esta situação não ocorre com ventiladores com pás voltadas para trás (Limit load), aerofólio e radiais. Entretanto, esta situação pode ocorrer com um ventilador centrífugo com pás curvadas para a frente (Sirocco) quando estiver operando conforme representado na Fig. 1.

Q

Nesta situação, uma vez que a curva do ventilador e a curva do sistema estão quase paralelas, o ponto de operação pode estar num intervalo de vazões e pressões estáticas. Isto resultará em uma operação instável conhecida como instabilidade do sistema, pulsação ou bombeamento.

Fig.2 - Explicação da Instabilidade do Ventilador

Alta Pressão

A instabilidade do sistema não deve ser confundida com "paralelismo", o que somente pode ocorrer quando dois ventiladores forem instalados em paralelo. Instabilidade do Ventilador A instabilidade do ventilador é diferente da instabilidade do sistema; elas podem ou não ocorrer ao mesmo tempo (Fig. 2).

Baixa Pressão

Isto aparece na Fig. 3 como flutuação no volume de ar e na pressão. Esta instabilidade pode ser ouvida e sentida, e ocorre em quase todos os tipos de ventiladores, em maior ou menor grau, quando a pressão estática máxima (vazão nula) for atingida. O ventilador de pás radiais é uma exceção notável. Enquanto a magnitude da instabilidade varia para tipos diferentes de ventiladores, (sendo maior para ventilador de aerofólio e menor para ventilador de pás curvadas para frente), a flutuação da pressão próxima à máxima (vazão nula) poderá ser na ordem de 10%. Por exemplo, um ventilador com instabilidade, desenvolvendo cerca de 600 Pa de pressão estática total poderá ter flutuação de pressão de 60 Pa. Isto explica porque um ventilador grande com instabilidade é intolerável. As paredes da sala do equipamento podem chegar a partir-se com a vibração dos dutos conectados a um ventilador com instabilidade.

Para qualquer ventilador, o ponto de pressão mínima ocorre no centro de rotação do rotor e a pressão máxima ocorre na descarga do rotor. Se o rotor não estivesse girando e esta pressão diferencial existisse, o fluxo seria do ponto de mais alta pressão até o ponto de mais baixa pressão. Isto é o oposto da direção que o ar normalmente flui pelo ventilador. A única coisa que mantém o ar movendo-se na direção apropriada é o giro das pás. Uma perda de sustentação aerodinâmica (stall) ocorrerá, a menos que haja ar suficiente entrando no rotor do ventilador para preencher completamente o espaço entre as pás.

3-5

BOLETIM TÉCNICO Nº 3

A seleção do ponto de operação não deve ser feita à esquerda do "ponto de instabilidade" na curva do ventilador. Este ponto, o qual define uma curva de sistema quando todas as velocidades do ventilador são consideradas, varia para diferentes instalações do ventilador. Por exemplo, uma operação estável pode ser obtida muito além à esquerda da curva quando o ventilador é instalado em uma situação ideal de laboratório. Obviamente, estas condições são raramente encontradas em aplicações de campo. Conseqüentemente, a maioria dos fabricantes não catalogam intervalos de operação ao longo de toda a curva até a linha de instabilidade. Entretanto, uma vez que o ponto de corte da curva do catálogo é basicamente um julgamento de engenharia, dados do desempenho de catálogo conservativos fornecerão intervalos de operação, os quais permitirão uma operação estável, com qualquer projeto de sistema de dutos razoável, no funcionamento em campo.

Fig. 3 - Instabilidade do Ventilador

Flutuação na Pressão Estática 100

Limite do Catálogo

Pe

Intervalo de Instabilidade

0

Margem de Segurança

0

100

Q

Fig. 4 - Operação Desbalanceada em Paralelo

Paralelismo A terceira causa para uma operação instável é o paralelismo, (Fig. 4), que pode ocorrer apenas em uma instalação com múltiplos ventiladores conectada ou com uma aspiração comum ou com uma descarga comum, ou ambas no mesmo sistema, particularmente quando um grande volume de ar deve ser movido. Neste caso, a curva combinada de vazão-pressão é obtida acrescentando-se a capacidade de fluxo de ar de cada ventilador à mesma pressão. (Fig. 5).

Q1

Q2

Pe

O desempenho total de múltiplos ventiladores será menor que a soma teórica se as condições de aspiração forem restritas ou o fluxo de ar na aspiração não for uniforme em linha reta (não turbulento). Fig. 5 - Operação de Ventiladores em Paralelo

ma Sis te

Sis

tem

a In

est

stá

áve

l

vel

Operação não Recomendada neste Intervalo

Q1

Percentual da Pressão Estática do Ventilador

100

Curva Combinada de Ventiladores em Paralelo

Ventilador Único

Percentual da Vazão 4-5

200

Q2

BOLETIM TÉCNICO Nº 3

Alguns ventiladores possuem um aclive "positivo" na curva pressão-volume de ar à esquerda do ponto do pico de pressão. Se os ventiladores operando em paralelo forem selecionados na região deste aclive "positivo", isso poderá resultar em uma operação instável .

Geralmente, são deixados nesta posição permanentemente. A curva gerada pelo damper neste ponto tem um formato tal que a soma das curvas de desempenho interseccione a curva do sistema em apenas um ponto. Os ventiladores operados em paralelo devem ser do mesmo tipo, tamanho e velocidade de rotação. Caso contrário, poderão resultar complicações indesejáveis de desempenho. É altamente indicado que as recomendações do fabricante do ventilador sejam seguidas ao considerar-se o uso de ventiladores em paralelo.

A curva fechada em loop à esquerda do ponto de pico de pressão é o resultado da plotagem de todas as combinações possíveis do volume de ar em cada pressão. Se a curva do sistema interseccionar a curva combinada de volume de vazão na área compreendida pelo loop, é possível haver mais de um ponto de operação. Isto pode fazer com que um dos ventiladores utilize mais ar e pode causar uma sobrecarga do motor se os ventiladores forem acionados individualmente. Esta condição desequilibrada de fluxo tende a se reverter alternadamente, e o resultado é que os ventiladores irão carregar-se e descarregar-se intermitentemente. Esta "pulsação" freqüentemente gera ruído e vibração e pode causar dano aos ventiladores, ao funcionamento do sistema de dutos ou aos motores.

O uso dos ventiladores axiais em paralelo apresenta problema potencial de ruído a menos que medidas especiais sejam tomadas no momento do projeto; o acréscimo de controle de ruído normalmente não é possível. Um problema de ruído freqüentemente encontrado em ventiladores operando em paralelo é o batimento. Isso é causado por uma leve diferença na velocidade de rotação de dois ventiladores teoricamente idênticos. O ruído de batimento de baixa freqüência resultante pode ser muito desagradável e difícil de ser eliminado. O problema pode ser comparado ao efeito estroboscópico de uma lâmpada fluorescente iluminando um rotor com uma leve diferença entre as freqüências de rotação do rotor e o fornecimento energia da lâmpada.

Isto requer a instalação de dampers de vazão na voluta (Fig. 6). Eles servem para mudar o formato da voluta do ventilador e, portanto, para cada posição do damper, há uma curva de desempenho diferente correspondente. A curva do ventilador resultante de várias posições dos dampers de vazão encontra-se representada na Fig. 6. O objetivo é mudar a curva suficientemente de modo que o conjunto forneça uma operação estável. Sendo o desempenho levemente reduzido, o aumento correspondente em RPM deve ser tal a atingir as condições especificadas. Entretanto, isso raramente é feito, uma vez que a diferença é tipicamente negligenciável.

Fig. 6 - Efeito de Dampers na Voluta

Pe e Potência

100

(Ver Fig. 5, pág. 4) Para corrigir o problema, o damper de volume da voluta é meramente empurrado para baixo em ambos os ventiladores até que a pressão estática e a pulsação do nível de ruído desapareçam.

0 0

100 Q

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Damper na Voluta Ativo

BOLETIM TÉCNICO Nº 4

TIPOS DE VENTILADORES

P

ara cobrir uma ampla gama de aplicações, os ventiladores são fabricados em uma variedade de tipos. Podem ser classificados sob três tipos gerais: (a) Centrífugos, (b) Axiais e (c) Fluxo Misto. A Tabela 1 compara as características típicas de alguns dos tipos de ventiladores mais comuns.

Fig. 1 - Rotores de Ventiladores Centrífugos R S

r=B

t

Ventilador Centrífugo É um ventilador em que o ar entra no rotor axialmente e é descarregado radialmente em uma carcaça do tipo voluta. Os ventiladores centrífugos são divididos em três classificações de acordo com o tipo de rotor: com rotor de pás curvadas para a frente (Sirocco), com rotor de pás voltadas para trás (Limit load e Airfoil), com rotor de pás radiais.

Pá Radial R S t

B r

A rotação para determinado tipo de rotor de ventilador centrífugo é determinada pela velocidade periférica necessária para produzir a velocidade de partícula de gás absoluta requerida para a aplicação (Fig. 1). Este vetor de velocidade de partícula absoluta relativo ao solo (S) tem dois componentes, um radial (r) e o outro tangencial (t) ao rotor.

Limit Load - Pá Inclinada para Trás R B

S t

Sirocco - Pá Curvada para Frente

A velocidade do ar relativa à pá é indicada pelo vetor da pá (B) que é quase tangencial à pá, embora algum escorregamento possa ocorrer. A extensão do vetor da velocidade periférica (R), conforme representado no diagrama, indica a RPM relativa do rotor para produzir uma determinada capacidade. Examinandose a extensão relativa do vetor R, pode-se ver que o ventilador Sirocco requer a menor velocidade periférica para uma determinada capacidade, enquanto que o ventilador Limit Load requer a maior velocidade periférica.

r = Componente Radial t = Componente Tangencial S = Velocidade Absoluta do Ar B = Velocidade do Ar em Relação ao Rotor R = Velocidade Periférica Relativa do Rotor

O ventilador Sirocco pode entrar em instabilidade, porém a magnitude é tipicamente menor do que a dos outros tipos. As vantagens do ventilador Sirocco são o baixo custo, a rotação baixa que minimiza o tamanho do eixo e do mancal, e um amplo intervalo de operação. As desvantagens são: o formato de sua curva de desempenho que permite a possibilidade de instabilidade por paralelismo, e uma sobrecarga do motor que pode ocorrer se a pressão estática do sistema diminuir. Além disso, não é adequado para o transporte de materiais devido à configuração de suas pás. É inerentemente mais fraco em seu aspecto estrutural que os demais tipos. Portanto, os ventiladores sirocco, geralmente, não atingem as altas rotações necessárias para desenvolver as pressões estáticas mais elevadas.

Ventilador Centrífugo com Rotor de Pás Curvadas para a Frente (Sirocco) O ventilador centrífugo tipo sirocco movimenta-se a rotações relativamente baixas e é geralmente usado para produzir vazões altas com baixa pressão estática. O intervalo de operação típico deste tipo de ventilador é 30 a 80% da vazão em descarga livre (Fig. 2). O rendimento estático máximo de 60-68% geralmente ocorre ligeiramente à direita do pico da pressão estática. A curva da potência tem um aclive crescente e é chamada de "tipo sobrecarga".

1-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 4

Fig. 3 - Curva Característica para Ventilador Limit Load

Fig. 2 - Curva Característica para Ventilador Siroco

100 Curva de Rendimento Estático Curva de Potência Absoluta Curva de Pressão Estática

70

0

0

30

Q

80

he, Pe e Potência Absoluta

he, Pe e Potência Absoluta

100

80

0

100

Ventilador com Rotor de Pás Voltadas para Trás (Limit Load) Os ventiladores tipo Limit Load movimentam-se a aproximadamente duas vezes a rotação dos ventiladores Sirocco, conforme previamente indicado pelo diagrama do vetor de velocidade. O intervalo de seleção normal do ventilador Limit Load é de aproximadamente 40-85 % da vazão em descarga livre (Ver Fig. 3). O rendimento estático máximo de cerca de 80% geralmente ocorre próximo ao limite de seu intervalo de operação normal. Geralmente, quanto maior o ventilador, mais eficiente ele se torna para uma determinada seleção.

0

40

Q

85

100

Um refinamento do ventilador Limit Load com pás planas utiliza pás de formato de aerofólio. Isso melhora o rendimento estático para cerca de 86% e reduz ligeiramente o nível de ruído. A magnitude da instabilidade também aumenta com as pás aerofólio. Curvas características para ventiladores aerofólio encontram-se representadas na Fig. 4. Ventiladores com Rotor de Pás Radiais Os ventiladores com pás radiais (Fig. 5) são geralmente mais estreitos do que outros tipos de ventiladores centrífugos. Conseqüentemente, eles exigem um rotor de diâmetro maior para uma determinada capacidade. Isto aumenta o custo e é o motivo principal de não serem usados para aplicações de ar condicionado.

A magnitude da instabilidade, quando ocorre, de um ventilador limit load é maior do que de um ventilador Sirocco.

O ventilador com pás radiais é bem adequado para lidar com volumes de ar baixos em pressões estáticas relativamente altas e para o transporte de materiais. As suas outras vantagens são a ausência de instabilidade e a presença de uma curva de potência quase reta em uma relação linear com a vazão.

As vantagens do ventilador Limit Load são o maior rendimento e a curva de potência de não-sobrecarga (carga limite). A curva de potência geralmente atinge um máximo no meio do intervalo de operação normal, portanto a sobrecarga geralmente não é problema. Inerentemente, um projeto mais forte o torna adequado para operação em pressão estática mais elevada.

Esta relação proporcional permite que o controle de capacidade seja acionado a partir da entrada de energia no motor. As desvantagens deste tipo de ventilador são o alto custo e um rendimento inferior.

As desvantagens do ventilador Limit Load incluem, primeiramente, a rotação mais alta a qual requer tamanhos maiores de eixo e mancal e confere mais importância ao balanceamento apropriado e, em segundo lugar, uma operação instável ocorre na medida em que a pressão estática de operação se aproxima da pressão estática máxima (para vazão nula). Este ventilador também é inadequado para o transporte de materiais. 2-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 4

Fig. 4 - Curva Característica para Ventilador Airfoil

Fig. 5 - Curva Característica para Ventilador de Pás Radias

100

100

Curva de Rendimento Estático Curva de Potência Absorvida Curva de Pressão Estática

0

0

50 Q

85

he, Pe e Potência Absorvida

he, Pe e Potência Absorvida

86 70

0

100

Ventiladores Centrífugos Tubulares Os ventiladores centrífugos tubulares, conforme ilustrado na Fig. 6, geralmente consistem de um rotor Limit Load de simples aspiração colocado numa carcaça cilíndrica para descarregar o ar radialmente contra o lado interno do cilindro. O ar é, então, desviado paralelamente ao eixo do ventilador para fornecer um fluxo em linha reta. Pás de guia são usadas para recuperar pressão estática e endireitar o fluxo de ar.

35

80

Q

100

Fig. 7 - Curva Característica para Ventilador Centrífugo Tubular

he, Pe e Potência Absorvida

100

Fig. 6 - Ventilador Centrífugo Tubular

Rotor Centrífugo de Simples Aspiração Bocal de Aspiração

70

0

Entrada de Ar

0

0

50 Q

85

100

Saída de Ar

Ventiladores Axiais Os ventiladores axiais dividem-se em três grupos: propeller, tuboaxial e vaneaxial. Pás de Guia

O ventilador tipo propeller (Fig. 8) é bem aplicado para altos volumes de ar com pouca ou nenhuma pressão estática diferencial.

Curvas características estão representadas na Fig. 7. O intervalo de seleção, de modo geral, é aproximadamente o mesmo que o ventilador com voluta do tipo limit load de pás planas ou aerofólio, 5085% da vazão máxima em descarga livre. Entretanto, uma vez que não há controle do fluxo turbulento através do ventilador, o rendimento estático é reduzido para um máximo de, aproximadamente, 72% e o nível de ruído é aumentado. Freqüentemente, o fluxo em linha reta resulta em uma economia de espaço significativa. Esta é a principal vantagem dos ventiladores centrífugos tubulares.

Os ventiladores tuboaxiais e os ventiladores vaneaxiais (Fig. 9) são simplesmente ventiladores com um rotor axial (hélice) montados em um cilindro, sendo similares, entre sí, exceto pelas pás de guia (endireitadores) nos ventiladores vaneaxiais. Estas pás de guia removem grande parte do turbilhonamento do ar e melhoram o rendimento. Portanto, um ventilador vaneaxial é mais eficiente do que um ventilador tuboaxial e pode atingir pressões mais elevadas. 3-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 4

Fig. 8 - Curva Característica para Ventilador Propeller

Observe que, com os ventiladores axiais, a potência absorvida é máxima na pressão estática máxima (vazão nula). Com ventiladores centrífugos, a potência absorvida é mínima na pressão estática máxima (vazão nula).

100

As vantagens dos ventiladores tuboaxiais e vaneaxiais são o peso e o tamanho reduzidos, e o fluxo de ar em linha reta que freqüentemente elimina curvas no sistema de dutos. O rendimento estático máximo de um ventilador vaneaxial industrial é aproximadamente de 85%. O intervalo de operação para ventiladores axiais é de aproximadamente 65 a 90% da vazão máxima (descarga livre).

50

0

0

As desvantagens dos ventiladores axiais são o alto nível de ruído e o rendimento menor do que o dos ventiladores centrífugos.

Q

65

100

Fig. 9 - Curva Característica para Ventilador Vaneaxial (alto desempenho)

Nos últimos anos, um projeto mais sofisticado dos ventiladores vaneaxiais tornou possível o uso destes ventiladores em pressões comparáveis àquelas desenvolvidas pelos ventiladores Limit Load do tipo aerofólio, com rendimento total igual.

100 80

Estes ventiladores possuem pás de passo variável as quais podem ser ativadas por um controle externo. Para ventiladores de grande porte que requerem p o t ê n c i a m o t o r a a c i m a d e 7 5 k W, é c o m p a r a t i v a m e n t e s i m p l e s m u d a r- s e a s características do ventilador, quer com a utilização de um controlador manual ou de um pneumático. A desvantagem destes ventiladores é seu alto nível de ruído; atenuações de ruído geralmente são necessárias tanto à montante quanto à jusante.

0

0

Q

65

90 100

Fig. 10 - Ventilador de Fluxo Misto

Ventiladores De Fluxo Misto Os ventiladores de fluxo misto possuem um fluxo de ar através do rotor que é intermediário entre o dos ventiladores do tipo centrífugo e do tipo axial. Pode ser construído para propiciar descarga axial ou radial e produzir mais pressão do que um ventilador de vazão comparável. (Fig. 10)

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BOLETIM TÉCNICO Nº 5

SELEÇÃO DE VENTILADORES

E

m qualquer sistema de ventilação, três parâmetros básicos são exigidos para a seleção do ventilador: vazão de ar ou capacidade (m3/h), o potencial exigido para mover o ar pelo sistema, quer seja pressão total ou estática (mmca) e a velocidade de descarga (m/s).

(g) Estimativa de vida do ventilador versus custo inicial. Isto está intimamente ligado à construção e classe do ventilador. Há dois métodos de seleção do ventilador: (1) Método de Seleção pela Rotação Específica para selecionar o tipo de ventilador.

A vazão de ar é determinada pelo projetista do sistema a uma temperatura específica e de acordo com a pressão barométrica na entrada do sistema. O desempenho do ventilador é uma função da densidade do ar na sua aspiração. Esta densidade não apenas determina a capacidade volumétrica para uma determinada massa de fluido, mas também a pressão desenvolvida pelo ventilador. Fatores que afetam a densidade do ar são: pressão barométrica, temperatura e umidade relativa. Sempre que estas condições não forem especificadas, o fornecedor de ventiladores normalmente assume o ar em condições padrão (ar seco a 20oC e pressão barométrica de 760mmHg).

(2) Método de Seleção do Ar Equivalente - para obter o tamanho do ventilador.

Método de Seleção pela Rotação Específica Este método é comumente usado para selecionar o tipo de ventilador, normalmente ventiladores maiores com acionamento direto. A seleção da rotação do motor que produzirá a seleção mais eficiente para o ventilador é uma questão de simular rotações motoras padrão disponíveis. A partir destas simulações, as rotações específicas correspondentes poderão ser calculadas e, assim, usadas com as curvas de desempenho básicas para selecionar a vazão do ventilador e o rendimento para uma determinada pressão estática e densidade do ar. Este método geralmente não é recomendado para ventiladores acionados por dispositivos dotados de variação de velocidade, tais como polia variável e correias em V comumente usadas para a maioria dos sistemas HVAC. Ilustração deste método poderá ser encontrada posteriormente neste boletim sob o título "Selecionando o Tipo de Ventilador".

Embora um ventilador de praticamente qualquer tamanho, centrífugo ou axial, possa ser selecionado para uma determinada vazão e resistência do sistema, as reais possibilidades ficam limitadas pela prática da engenharia e pelas considerações econômicas: (a) Espaço para o ventilador e seu mecanismo motriz. (b) Condições de Serviço, tais como transporte de materiais, temperatura do ar, operação em paralelo, intervalo de pressão, e outros fatores listados sob o título "Tipos de Ventiladores".

Método de Seleção do Ar Equivalente O segundo método é o "Método de Seleção do Ar Equivalente" para selecionar o tamanho do ventilador usando-se as leis dos ventiladores. Os mesmos resultados podem ser mais rapidamente obtidos recorrendo-se às tabelas ou curvas de seleção publicados pelos fabricantes dos ventiladores, normalmente baseadas em ar padrão.

(c) Custo inicial do ventilador versus custo de operação do mesmo (potência do ventilador e manutenção). (d) Tipo e intensidade do ruído produzido pelo ventilador.

Após as exigências de espaço, a aplicação do ventilador, a vida esperada do ventilador, e outras considerações terem sido estabelecidas, a seleção do ventilador mais adequado é no ponto de rendimento de pico (máximo), ou ligeiramente à direita do mesmo, na curva de desempenho.

(e) Efeito de redução no desempenho do ventilador provocada pelo sistema. (f) Mecanismo motriz do ventilador e sua confiabilidade, particularmente correias em V versus acionamento direto.

1-5

BOLETIM TÉCNICO Nº 5

Isto resulta em um ventilador ligeiramente menor. Entretanto, a seleção neste intervalo propicia uma operação mais estável do que em um ventilador sobredimensionado. De fato, os ventiladores sobredimensionados devem ser selecionados apenas onde um aumento futuro de capacidade é esperado, e deve-se ter um grande cuidado para não selecionar um ventilador dentro do intervalo instável da curva.

seleção possível de dois ou mais ventiladores adequados. A economia é normalmente o fator determinante na seleção final. O custo inicial de cada ventilador, que inclui todos os acessórios exigidos, atenuadores acústicos e isoladores de vibração, deve ser determinado. A estes custos de componentes deve-se adicionar o custo de instalação. O custo inicial pode ser traduzido em um "custo de propriedade" anual, ao qual adiciona-se o custo de energia anual para o funcionamento do ventilador e o custo de manutenção anual. O ventilador cujos custos anuais de propriedade e de operação forem menores será, então, a seleção lógica.

O rendimento de pico pode ser determinado a partir das curvas de desempenho do ventilador ou a partir de tabelas de multi-seleção, observando-se qual ventilador atende às exigências do projeto com potência absorvida mínima. Existe apenas um tamanho de ventilador de qualquer tipo que pode atender essas exigências. Se as exigências de projeto não coincidirem exatamente com os valores de catálogo de vazão ou pressão, a interpolação linear nestes valores fornecerá resultados precisos. O valor tabulado de RPM é a rotação operacional exigida. No entanto, o valor listado para potência absorvida deverá ser multiplicado pela razão entre a densidade real e a densidade padrão, a fim de se obter a potência operacional exigida.

A vibração e o ruído do ventilador são considerações importantes e são influenciadas pelo tamanho e tipo de ventilador, sua rotação e seu rendimento. Em geral, os ventiladores axiais requerem tratamento acústico tanto no lado da aspiração como da descarga. Por outro lado, os ventiladores centrífugos normalmente necessitam de tratamento mínimo e, se for o caso, somente na descarga. Para sistemas de ventiladores de alta e média pressão, é aconselhável a orientação de um especialista em acústica. Alguns fabricantes publicam dados certificados de valores de ruído para os seus ventiladores e estes devem ser consultados quando disponíveis.

Curvas de seleção também são muito úteis para a seleção de ventiladores. A sua principal vantagem refere-se à representação gráfica do desempenho para uma família de ventiladores semelhantes. Para uma melhor compreensão de como estas curvas são construídas e usadas, diversas referências excelentes encontram-se disponíveis.

Além dos já citados métodos manuais de seleção de ventiladores, muitos fabricantes também tem programas computacionais disponíveis. Eles tornam a seleção mais rápida e dirigida, além de permitirem a impressão de folhas de dados e curvas personalizadas.

Independentemente do método utilizado para selecionar um ventilador, existe geralmente uma

SELECIONANDO O TIPO DE VENTILADOR 0,5

Método da Rotação Específica método da rotação específica (Ns) é freqüentemente usado como um critério para selecionar o tipo de dispositivo de movimentação de ar mais adequado para uma aplicação. É definido por:

O

Onde

N s = 2.877 x N x Q P 0,75 N = rotação do ventilador, rpm Q = vazão do ar, m3/s P = pressão estática, Pa

e é normalmente avaliado no ponto de rendimento máximo.

2-5

BOLETIM TÉCNICO Nº 5

Em uma família geometricamente semelhante de sopradores ou ventiladores, a rotação específica é a velocidade de rotação daquele membro que produzirá uma pressão estática de 248 Pa com uma vazão de 0,000472 m3/s. Esta interpretação física não é em si muito significativa ou importante.

Estas variações são típicas e não se aplicam, necessariamente, aos produtos de qualquer fabricante em particular. Sopradores tangenciais e ventiladores de fluxo misto não foram incluídos no gráfico, porque estes dispositivos são selecionados principalmente com base no padrão de fluxo e não no rendimento.

A utilidade da rotação específica como um critério de seleção reside no fato de que, para dispositivos de movimentação do ar geometricamente semelhantes, o valor da expressão acima é o mesmo nos mesmos pontos de seleção, independentemente do tamanho ou rotação. Quando calculada no ponto de rendimento máximo, por exemplo, a rotação específica depende apenas do tipo de dispositivo de movimentação do ar.

Uma vez que a pressão estática e a vazão em uma aplicação são mais ou menos fixas, a rotação específica pode ser variada somente se a rotação puder ser variada. O critério de rotação específica é, portanto, mais definitivo em aplicações de acionamento direto, onde a rotação é fixada pela velocidade do motor. Se a rotação puder ser variada, então há uma gama maior de escolha ao selecionar o tipo de ventilador ou soprador.

Gráfico de Rotação Específica Os intervalos de rotação específica com rendimento ótimo, para vários tipos de dispositivos de movimentação do ar, encontram-se demonstrados na Fig. 1.

Fig. 1- Gráfico de Rotação Específica

Intervalos Aproximados de Rotação Específica para Vários Dispositivos de Movimentação de Ar.

Propeller Tuboaxial

AXIAL

Vaneaxial

Limit Load

CENTRIFUGO

Sirocco

(PARA VENTILADORES EM PARALELO MULTIPLICAR POR 1,4)

Radial 10 15 20

30

40

50

60

70

80

Ns x 1000

3-5

90

100 150

200

300

400

BOLETIM TÉCNICO Nº 5

Exemplo

menos que uma unidade duplex fosse usada). (b) Se o dispositivo puder ser acionado por correias, então, com redução de rotação apropriada, um único ventilador de pás curvadas para a frente poderia ser usado. Uma redução de rotação de 2 para 1 colocaria a aplicação bem dentro do intervalo do ventilador Sirocco, e a exigência de potência novamente seria de aproximadamente 0,75 kW.

Um dispositivo de movimentação do ar deve entregar 1,51 m3/s a uma pressão estática de 248 Pa quando acionado por um motor de 6 pólos (1140 rpm) . Que tipo de dispositivo é adequado para esta aplicação? Referindo-se ao gráfico de Rotação Específica,

A rotação específica é principalmente útil para selecionar o melhor tipo de ventilador ou soprador. Uma vez que o tipo tiver sido determinado, outros métodos de seleção devem ser usados para encontrar o soprador ou ventilador em particular mais adequado para a aplicação.

(a) Se acionamento direto for exigido, então um soprador centrífugo de pás voltadas para trás (tipo Limit Load) ou um ventilador vaneaxial seriam mais eficientes, e a exigência de potência seria de aproximadamente 0,75 kW. (Um ventilador de pás curvadas para a frente Sirocco poderá operar em Ns = 64.490 mas ele não seria muito eficiente a

REQUISITOS DE UMA CONSULTA DE VENTILADORES

C

ertas informações essenciais são exigidas para que um fornecedor de ventiladores possa ofertar o equipamento que melhor atenda a aplicação para a qual será destinado.

(d) Densidade do Gás de Trabalho Densidade de ar/gás que entra na aspiração do ventilador em massa por unidade de volume. Unidade: quilograma por metro cúbico (kg/m³) (E)Altitude do Local de Instalação do Ventilador Unidade: metros (m)

Além disso, informações posteriores, embora não essenciais, podem evitar que uma máquina inadequada seja fornecida ou, ainda, assegurar que a melhor seleção dentre um número de alternativas seja feita. É claramente de interesse do usuário de ventiladores que sejam fornecidas todas as informações estabelecidas abaixo.

(f) Natureza do Gás Composição (se não for ar). Temperatura à qual (a), (b), (c) se aplicam. Unidade: graus Celcius (ºC) Se o gás é tóxico, explosivo, corrosivo ou possui sólidos arrastados.

Informações Essenciais:

(g) Ruído O nível de ruído máximo que se pode tolerar do ventilador. Preferivelmente, este deveria ser o nível de potência sonora dentro do duto, em cada banda de oitava. Com freqüência, o nível de potência sonora irradiado da voluta do ventilador é uma consideração importante, mas infelizmente muito poucos dados sobre isto são disponíveis. Unidade: (dB re 10-12 Watts)

(a) Vazão do Ar O volume real de ar/gás por unidade de tempo que entra na aspiração do ventilador. Unidades: litros por segundo (l/s) metros cúbicos por segundo (m³/s) metros cúbicos por hora (m³/h) (b) Pressão Pressão de trabalho do ventilador Unidades: Pascais (Pa) mmca (milímetros de coluna d´água)

(h) Tipo de Ventilador e Disposição Detalhes das posições de aspiração e de descarga, tipo de arranjo desejado, tamanho dos dutos de entrada e de saída aos quais o

(c) Velocidade de Descarga Velocidade de descarga do ventilador. Unidade: metros por segundo (m/s) 4-5

BOLETIM TÉCNICO Nº 5

(i)Acionamento Detalhes do tipo de acionamento no ventilador, se é de eixo horizontal ou vertical, detalhes do suprimento elétrico, etc. Se uma base de isolamento de vibração é exigida. Vida e tipo dos rolamentos. Tipo dos Mancais. Supõe-se, a menos que haja alguma disposição em contrário, que os detalhes acima são as reais condições sob as quais o ventilador operará, isto é, que todas as correções para densidade, temperatura, etc, foram executadas pelo usuário. Se houver dúvida sobre quaisquer exigências, o projetista/usuário Deverá notificar o fabricante de ventiladores.

(a) Breves detalhes da aplicação do ventilador. Exemplos: tiragem induzida, exaustão de pintura com pistola. (b) No caso de um ventilador ter que lidar com gases quentes, é necessário que se informe as condições ambientais às quais os mancais serão submetidos. (c) Se o ventilador ou acionamento deve ser resistente a intempéries. (d) Deve ser dada tolerância para futuro aumento de rotação?

Informações Adicionais Informações adicionais podem incluir:

(e) Se a aplicação do ventilador é extra pesada no acionamento, necessitando de fatores adicionais de segurança no projeto?

OTAM VENTILADORES INDUSTRIAIS LTDA. Av. Francisco S. Bitencourt, 1501 Fone: (51) 3364.5566 - Fax: (51) 3364.1264 Caixa Postal 7056 - CEP: 91150-010 - Porto Alegre - RS e-mail: [email protected] www.otam.com.br 5-5

BOLETIM TÉCNICO Nº 5 Tabela 1 - Tipos de Ventiladores

CENTRÍFUGOS

- Aplicados em sistemas de exaustão de baixa pressão para galpões industriais, cozinhas, depósitos e algumas instalações comerciais. - Fornece exaustão mecânica, o que é uma vantagem com relação às unidades de exaustão natural ou eólica. - Unidades centrífugas são ligeiramente mais silenciosas do que as unidades axiais.

AXIAIS

We Vazão

0 0

2

4

6

8

2 0 10

RENDIMENTO

h

s

2

10 8

10 8 6 4

6 4 2 0 0

Vazão

2

4

6

8

2 0 10

RENDIMENTO

PRESSÃO - POTÊNCIA

4

10 8 6 4

10 8 6 4

6 4 2 0 0

Vazão 2

4

6

8

2 0 10

RENDIMENTO

PRESSÃO - POTÊNCIA

8

6 4 2 0 0

Vazão 2

4

6

8

2 0 10

10 8 6 4

6 4 2 0 0

2

Vazão 4 6

8

2 0 10

RENDIMENTO

8

8

10 8 6 4

6 4 2 0 0

Vazão 2

4

6

8

2 0 10

RENDIMENTO

10

10 8

10 8 6 4

6 4 2 0 0

Vazão 2

4

6

8

2 0 10

RENDIMENTO

- Tubo cilíndrico com folga mínima em ralação às pontas das pás. - Pás de guia na aspiração ou na descarga aumentam a pressão e melhoram o rendimento.

10 8 6 4

RENDIMENTO

PRESSÃO - POTÊNCIA

- Tubo cilíndrico com folga mínima em relação às pontas das pás.

8

10

PRESSÃO - POTÊNCIA

- Anel circular simples, placa de orifício ou Venturi. - O projeto ótimo especifica proximidade às pontas das pás e forma um fluxo de ar suave para dentro do rotor.

10

- Tubo cilíndrico semellhante ao ventilador vaneaxial, exceto pela folga entre o rotor e a carcaça que não fica justa. - O ar descarrega-se radialmente do rotor e gira 90° para fluir através das pás de guia.

- A carcaça normal não é usada, uma vez que o ar descarrega do rotor ao longo de toda circunferência. - Normalmente não inclui configuração para recuperar o componente de pressão dinâmica.

B - Aplicados em sistemas de exaustão de baixa pressão para galpões industriais, cozinhas, depósitos e algumas instalações comerciais. - Fornece exaustão mecânica, o que é uma vantagem com relação às unidades de exaustão natural ou eólica.

t

- É essencialmente um ventilador axial montado sobre uma estrutura de suporte. - A cúpula protege o ventilador do clima e atua como calota de segurança. - A saída de ar se dá através do espaço anular da parte inferior da cúpula.

8

10 8 6 4

6 4 2 0 0

Vazão 2

4

6

8

2 0 10

RENDIMENTO

CENTRÍFUGOS TUBULARES

- Desempenho semelhante ao ventilador limit load, exceto pela vazão e pressão serem um pouco inferiores. - Rendimento menor que o ventilador limit load. - Curva de desempenho pode apresentar uma cela à esquerda da pressão de pico.

h

10

5-6

8

10 8 6 4

6 4 2 0 0

2

Vazão 4 6

8

2 0 10

RENDIMENTO

- Um bom projeto da pá propicia um capacidade de média a alta pressão com bom rendimento. - Os mais eficientes destes ventiladores possuem pás aerofólio. - As pás podem ter passo fixo, ajustável ou variável. - Cubo é normalmente maior do que a metade do diâmentro da hélice do ventilador.

Pe

6

10 8

10 8 6 4

6 4 2 0 0

2

Vazão 4 6

8

2 0 10

RENDIMENTO

TUBOAXIAL

- Um pouco mais eficiente e capaz de desenvolver pressão estática mais alta do que o ventilador tipo propeller. - Normalmente possui 4 a 9 pás em perfil aerofólio ou com espessura simples.

8

10

- Voluta semelhante e com freqüência idêntica a outros projetos de ventiladores centrífugos. - O ajuste entre o rotor e a aspiração não é tão crítico quanto para os ventiladores aerofólio e inclinados para trás.

PRESSÃO - POTÊNCIA

PROPELLER

- Baixo rendimento. - Limitado às aplicações de baixa pressão. - Normalmente, rotores de baixo custo têm duas ou mais pás de espessura simples presas a um cubo relativamente pequeno. - Transferência de energia primária pela pressão de velocidade.

Pt

10

PRESSÃO - POTÊNCIA

- Curva de pressão mais plana e rendimento menor do que os ventiladores aerofólio, curvados para trás e inclinados para trás. - Não selecionar o ventilador na declividade da curva de pressão no extremo esquerdo (cela) em relação a pressão estática de pico. - A potência aumenta continuamente até a descarga livre. A seleção do motor deve levar isso em consideração.

A VENTILADORES DE TELHADO

R

- Tipo voluta. Normalmente é o mais estreito de todos os projetos de ventiladores contrífugos. - Uma vez que o projeto do rotor é menos eficiente, as dimensões da carcaça não são tão críticas quanto para os ventiladores aerofólio e inclinados para trás.

PRESSÃO - POTÊNCIA

- Características de pressão mais alta do que os ventiladores aerofólio, curvados para trás e inclinados para trás. - A curva pode ter uma interrupção à esquerda da pressão de pico e o ventilador não deve operar nesta área. - A potência aumenta continuamente até a descarga livre.

PRESSÃO - POTÊNCIA

- Usa a mesma configuração de carcaça que o ventilador aerofólio.

10

PRESSÃO - POTÊNCIA

VOLTADOS PARA TRÁS (Limit Load)

CURVADOS PARA TRÁS

RADIAIS

- Rendimento apenas ligeiramente menor do que o ventilador aerofólio. - 10 a 16 pás com espessura simples curvadas ou inclinadas para trás em relação a direção da rotação. - Eficientes pelos mesmos motivos do ventilador aerofólio.

M

VANEAXIAL

VENTILADORES AXIAIS PROJETOS ESPECIAIS

CURVAS DE DESEMPENHO*

- Projeto do tipo voluta para uma conversão eficiente da pressão dinâmica em pressão estática. - Rendimento máximo requer ajustes finos entre as peças e alinhamento entre o rotor e a aspiração.

M CURVADOS PARA FRENTE (Sirocco)

VENTILADORES CENTRÍFUGOS

R

PROJETO DA CARCAÇA

- Rendimento mais alto de todos os projetos de ventiladores centrífugos. - 10 a 16 pás de perfil aerofólio curvado para trás em relação a direção da rotação. Pás profundas permitem expansão eficiente dentro do intervalo entre as pás. - O ar sai do rotor a uma velocidade menor do que a velocidade periférica. - Para determinada capacidade, apresenta a rotação mais elevada dos projetos de ventiladores centrífugos.

PRESSÃO - POTÊNCIA

PROJETO DO ROTOR

AEROFÓLIO

TIPO

Tabela 1 - Tipos de Ventiladores CARACTERÍSTICAS DE DESEMPENHO

APLICAÇÕES

- Maiores rendimentos ocorrem em 50 a 60% da vazão máxima (descarga livre). Estas vazões também apresentam características de pressão boas. - A potência atinge o máximo perto do rendimento de pico e torna-se menor, ou auto-limitante, em direção a descarga livre.

- Aplicações de aquecimento, ventilação e ar condicionado em geral. - Usualmente aplica-se a sistemas grandes os quais são de aplicação de baixa, alta ou média pressão. - Aplica-se a instalações industriais grandes de ar limpo para economia significativa de energia.

- Semelhante ao ventilador aerofólio, exceto quanto ao rendimento de pico levemente inferior.

- As mesmas aplicações de aquecimento, ventilação e ar condicionado do ventilador aerofólio. - Utilizadas em algumas aplicações industriais onde a pá de aerofólio pode sofrer corrosão ou erosão devido ao ambiente.

- Característica de pressão mais alta do que a dos ventiladores aerofólio e curvados para trás. - A pressão pode cair repentinamente à esquerda da pressão de pico, porém isso normalmente não causa problemas. - A potência aumenta continuamente até a descarga livre.

- Aplicado principalmente no transporte de materiais em plantas industriais. Aplica-se também em algumas instalações industriais de alta pressão. - O rotor reforçado é simples de ser consertado em campo. O rotor às vezes é revestido com material especial. - Não é comum para aplicações HVAC.

- Curva de pressão menos íngreme do que a dos ventiladores limit load. A curva apresenta uma cela à esquerda da pressão de pico. - |Maior rendimento à direita da pressão de pico em 40 a 50% da vazão máxima (descarga livre). - Selecione o ventilador preferencialmente à direita da pressão estática de pico. - Considere a curva de potência, a qual aumenta continuamente em direção a descarga livre ao selecionar o motor.

- Aplica-se principalmente em aplicações de HVAC de baixa pressão, tais como fornalhas residenciais, sistemas de ar condicionado central e aparelhos de ar condicionado.

- Alta vazão, mas com capacidade de pressão muito baixa. - Rendimento máximo atingido próximo a descarga livre. - Padrão de descarga circular formando redemoinhos.

- Para aplicações de baixa pressão com movimentação de volumes elevados de ar, tais como circulação de ar em um espaço ou ventilação por uma parede sem dutos. - Utilizado para aplicações de renovação de ar.

- Alta vazão, com capacidade de pressão média. - Curva de desempenho apresenta cela à esquerda da pressão de pico. Evite operar o ventilador nesta região. - Padrão de descarga circular, ar formando redemoinhos.

- Aplicações HVAC em sistemas de dutos de baixa e média pressão, onde a distribuição de ar a jusante não é crítica. - Usado em algumas aplicações industriais, tais como estufas de secagem, cabines de pintura à pistola e exaustão de fumos.

- Características de alta pressão com capacidade de vazão média. - A curva de desempenho apresenta cela à esquerda da pressão de pico devido à perda de sustentação aerodinâmica. Evite operar o ventilador nesta região. - Pás de guia corrigem o movimento circular provocado pelo rotor e melhoram as características de pressão e o rendimento do ventilador.

- Aplicações em sistemas genéricos de HVAC de pressão baixa, média e alta, onde o fluxo de ar em linha reta e uma instalação compacta são necessárias. - Possui boa distribuição de ar à jusante. - Utilizado em aplicações industriais no lugar de ventiladores tuboaxiais. - Mais compacto que os ventiladores centrífugos para a mesma função.

- Desempenho semelhante ao do ventilador limit load, exceto pela vazão e pressão serem inferiores. - Rendimento inferior do que o ventilador limit load porque o ar gira a 90°. - A curva de desempenho de alguns projetos é semelhante a do ventilador de fluxo axial e apresenta cela à esquerda da pressão de pico.

- Principalmente para aplicações HVAC de baixa pressão em sistemas de ar de retorno. - Possui fluxo de ar em linha reta.

- Normalmente operado sem conexão a um duto; portanto, opera com pressão muito baixa e vazão muito alta. - Apenas pressão estática e rendimento estático são apresentados nas curvas deste ventilador.

- Sistemas de exaustão de baixa pressão, tais como galpões industriais, cozinhas, depósitos e algumas instalações comerciais. - Unidades centrífugas são um pouco mais silenciosas do que as unidades axiais.

- Normalmente operado sem conexão a um duto; portanto, opera com pressão muito baixa e vazão muito alta. - Apenas pressão estática e rendimento estático são apresentados nas curvas deste ventilador.

- Sistemas de exaustão de baixa pressão, tais como galpões industriais, cozinhas, depósitos e algumas instalações comerciais. - Unidades centrífugas são um pouco mais silenciosas do que as unidades axiais.

BOLETIM TÉCNICO Nº 6

EFEITOS DO SISTEMA NA ASPIRAÇÃO DO VENTILADOR

O

desempenho de ventiladores registrado em catálogos baseia-se em testes de laboratório realizados em condições ideais que quase nunca ocorrem na aspiração do ventilador. Este desvio do ideal produz perdas de pressão que reduzem, com freqüência seriamente, os valores de desempenho catalogados.

Redemoinho ou Vorticidade Redemoinho na aspiração, ou vorticidade, é uma causa freqüente de redução no desempenho do ventilador. Se o giro for imposto na direção da rotação do rotor, uma situação correspondente ao uso de pás de guia (vanes) surge: a vazão do ventilador, a pressão e a potência são menores do que o esperado. Se o giro do ar for contrário à rotação do rotor, a vazão e a pressão estática serão maiores do que o esperado e o potência absorvida também será maior. Em ambos os casos, o redemoinho sempre reduz o rendimento. Estas condições são prontamente superadas instalando-se veios ou um separador na aspiração do ventilador, conforme graficamente representado na Fig. 2.

Há três causas básicas ou várias combinações das três para as perdas de aspiração do ventilador: (a) Vazão não uniforme para dentro da aspiração do ventilador; (b) Redemoinho ou vorticidade; (c) Bloqueio de fluxo ou restrições na aspiração. Devido à variedade infinita das condições de aspiração, em cada instalação de ventilador, é difícil determinar valores de perda específica para as três causas básicas de perdas de aspiração do ventilador. Entretanto, algumas orientações gerais serão úteis para reduzí-las. Enquanto péssimas condições de aspiração afetam adversamente o desempenho dos ventiladores axiais, os ventiladores centrífugos estão extremamente suscetíveis a estas condições. Por este motivo, muitas das discussões sobre as condições de aspiração referem-se somente aos ventiladores centrífugos.

Fig. 1 Fluxo não uniforme para dentro da aspiração de um ventilador induzido por uma curva de 90º - sem veios.

Fluxo Não-Uniforme para dentro da Aspiração do Ventilador O fluxo não-uniforme para dentro da aspiração do ventilador é tipicamente causado por uma curva instalada perto demais da mesma. Isto não permitirá que o ar entre no ventilador uniformemente, resultando numa distribuição turbulenta e nãouniforme do fluxo em seu rotor. Os efeitos de várias conexões de aspiração encontram-se representados nas figuras.

1-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 6

Fig. 2 Redemoinho na aspiração do ventilador

Plenum

(b) Com duas aspirações de tamanho desigual para a câmara do plenum, estabelece-se um desequilíbrio, causando redemoinho na aspiração do ventilador.

(a) A inércia do ar tende a concentrá-lo na parte inferior, estabelecendo o redemoinho Giro Contrário Sem Giro

Curva de Resistência do Sistema Ponto de Projeto (sem giro) Ponto de Operação (giro contrário)

Giro a Favor Ponto de Operação (giro a favor)

Potência para Giro Contrário Potência sem Giror Potência para Giro a Favor

(c) Efeito do redemoinho na aspiração no desempenho do ventilador

Plenum Separador Separador

Veios (e) Um separador resolve o desequilíbrio que é causado por aspirações desiguais

(d) Veios e separador evitam o redemoinho na caixa de aspiração

2-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 6

Bloqueio de Fluxo ou Restrições na Aspiração Restrições ou bloqueios na aspiração do ventilador podem ser encontrados devido às condições de instalação de campo. Nestes casos, uma perda na pressão estática será imposta. Isto exigirá um aumento na rotação do ventilador, com um aumento correspondente na potência absorvida, para corrigir a situação.

um aumento correspondente da potência de aproximadamente 12%.

Fig. 3 - Perdas num Duto Reto de Aspiração

~ ~

~ ~

Sob certas condições, um ventilador poderá ter um duto de aspiração reto relativamente curto iniciando num plenum, através de uma parede, ou um duto com flanges. Em alguns casos, o duto termina bruscamente (Ver Fig. 3). Quando o duto termina num plenum, através de uma parede, ou num duto com flanges, há uma perda de pressão correspondente a metade da pressão dinâmica do duto de aspiração. Quando o duto termina bruscamente, a perda de pressão é 9/10 pressão dinâmica do duto de aspiração. Em todos esses casos, um bocal de aspiração reduziria a perda de aspiração para 1/20 da pressão dinâmica do duto de aspiração.

Plenum de Aspiração

Duto de Aspiração Através Flangeado da Parede

Perda de Pressão na Aspiração = 0,5 x pressão dinâmica no duto de aspiração

Aspiração Reta

Em algumas aplicações, os ventiladores são instalados em câmaras tipo plenum com aspirações abertas. Ocasionalmente, a parede do plenum poderá estar suficientemente próxima à aspiração do ventilador restringindo o fluxo de ar. Paredes ou obstruções similares devem ser mantidas a uma distância mínima "A" correspondente a meio diâmetro do rotor do ventilador (Ver Fig.4). Um espaçamento de 1/3 do diâmetro do rotor reduzirá a pressão e a vazão em aproximadamente 10%.

Perda de Pressão na Aspiração = 0,9 x pressão dinâmica no duto de aspiração

Aspiração em forma de Bocal

Perda de Pressão na Aspiração = 0,05 x pressão dinâmica no duto de aspiração

Instalações de ventiladores, que empregam pás de guia variáveis na aspiração, freqüentemente resultam numa resistência adicional ao fluxo que diminui o desempenho catalogado. Há uma tendência crescente na indústria de ventiladores de montar pás de guia variáveis na aspiração dentro do bocal do ventilador, contrastando com a prática de montar um conjunto acessório de pás à montante da aspiração, com um diâmetro maior, e numa área de mais baixa velocidade. As pás de guia na aspiração, montadas no bocal, freqüentemente apresentam o seu mecanismo de atuação no centro, e isso parcialmente obstrui o fluxo da mesma forma que as próprias pás. Este bloqueio representa percentual maior em ventiladores menores e, assim sendo, a perda de desempenho é proporcionalmente maior (Ver Fig. 5). Por exemplo, um ventilador de 300 mm de diâmetro deve funcionar com rpm 4% mais alta para atender a capacidade informada no catálogo, com

Fig. 4 - Efeito do Espaço no Desempenho

Percentual da Pressão Estática de Pico (aspiração livre)

100

75

Aspiração Livre A = 50% do diâmetro do rotor

50

25

0 0

A = 30% do diâmetro do rotor Parede Parede A

Ventilador 25

A

50

75

Percentual da Vazão Máxima (aspiração livre)

3-7

100

BOLETIM TÉCNICO Nº 6

Ve n t i l a d o r e s d e s i m p l e s a s p i r a ç ã o s ã o freqüentemente testados, com objetivo de avaliação de desempenho, num arranjo sem mancal na aspiração; conseqüentemente, o desempenho destes ventiladores com um mancal na aspiração será ligeiramente menor do que o valor catalogado. A redução do desempenho será proporcionalmente maior para ventiladores menores do que para ventiladores maiores devido à área de bloqueio relativamente maior. A redução será maior para ventiladores de pressão mais alta do que para ventiladores de baixa pressão devido ao mancal e seu suporte serem maiores.

Percentual de Acréscimo na RPM e Potência

Fig. 5 - Restrição das Pás de Guia na Aspiração

15

10

Potência Absorvida

5 RPM 0

30

40

60

Diâmetro do Rotor do Ventilador (polegadas)

Ventiladores de dupla aspiração são freqüentemente avaliados usando-se uma extensão no eixo motriz. Isto elimina o efeito de bloqueio das correias e da polia movida. O desempenho catalogado é ligeiramente reduzido pela transmissão normal por correias. Esta redução é maior em ventiladores de pressão maior devido às polias e correias serem mais largas. O comentário feito a respeito dos efeitos do suporte de mancal para os ventiladores de simples aspiração também se aplica a este caso. Estes efeitos são geralmente inferiores a 4% na rotação ou vazão e 12% na potência.

Além do bloqueio da transmissão e das correias, potência adicional é necessária ao utilizar-se mancais e graxa para serviço pesado (heavy duty). Perdas nas correias são uma função da tensão, da quantidade e do tipo de correias. Perdas típicas de transmissão por correias representam 2 a 6%, e podem ser significativamente maiores com ventiladores menores em velocidades lentas. Ao selecionar um motor em ou próximo a sua capacidade nominal, isto deve ser levado em consideração.

EFEITOS DO SISTEMA NA DESCARGA DO VENTILADOR

C

ondições de descarga do ventilador não alteram as características de seu desempenho da mesma forma que ocorre com turbulências na aspiração. As condições de descarga do ventilador podem ser responsáveis por perdas do sistema que, com freqüência, são mensuráveis. Basicamente, estas perdas são o resultado de um ou ambos dos seguintes fatores.

por completo a área de descarga. Quando o desempenho dos ventiladores é testado, eles apresentam tipicamente muitos diâmetros equivalentes de comprimento de duto, de área constante, anexos à descarga, incluindo um endireitador de fluxo. Conseqüentemente, há uma grande distância para que o fluxo se redistribua e a espiral desaparecerá, parcialmente por sua própria natureza e parcialmente devido ao endireitador. Como resultado, na estação de medição, o fluxo será muito uniforme, exibindo um perfil típico de velocidade de regime turbulento. Parte da energia dinâmica é convertida em pressão estática, e assim o fabricante de ventiladores tabula os dados de desempenho do ventilador, derivados destas condições de descarga ideais.

Redução na Recuperação da Pressão Estática O ar que sai de um rotor de ventilador do tipo centrífugo é liberado com um componente de velocidade radial, o que resulta em vórtices de descarga de ar. Além disso, a velocidade de descarga do ventilador não é uniforme através da área de descarga, atingindo seu valor máximo pela concentração de ar no raio externo da voluta. O fluxo de ar resultante da descarga do ventilador é, portanto, de natureza espiral e não-uniforme, e não preenche

Infelizmente, estas condições de saída quase nunca são obtidas na prática. 4-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 6

Ou o projeto do sistema deveria tentar usar um duto reto de 3 a 5 diâmetros equivalentes de comprimento à jusante do ventilador e, através disso, obter uma recuperação estática ou, então, se isto não for possível, fornecer potência adicional para compensar as perdas dinâmicas.

Recomenda-se que a perda de descarga e num plenum seja obtida do fabricante do ventilador, pois a magnitude desta perda varia com o tipo de ventilador. A seguinte tabela mostra um aumento aproximado em RPM e potência absorvida dos ventiladores para os valores catalogados quando não há duto de descarga.

Quando dutos de descarga retos são usados, não é recomendado que qualquer transformação repentina para áreas maiores seja usada. Recomenda-se que a transição para um duto de área maior seja realizada com uma peça que apresente um ângulo de não mais do que 15º (inclusive) para minimizar as perdas. Isso é uma prática comum e boa para projetos de dutos. (Fig. 6) Fig. 6 - Transição na Descarga de Ventiladores Centrífugos

Aumento % em RPM

% mínimo Pot ABS

Sirocco

6

20

Limit Load

4

13

Aerofólio

3

9

A descarga de um ventilador para dentro de um plenum pós-filtro deve levar em consideração, além das perdas já citadas, os danos aos filtros, especialmente do tipo manga, devido ao impacto do ar em alta velocidade a uma curta distância. Por esta razão, tanto pré-filtros de metal laváveis de 50 mm de espessura ou uma placa perfurada de metal, colocados na frente do banco de filtros os protegerão de danos. Infelizmente, isto também acrescenta uma ligeira perda de pressão para que o ventilador supere. A perda de pressão pelos filtros laváveis de 50 mm de espessura geralmente não excede 2,5 mmca, enquanto que a resistência de uma placa perfurada depende do tamanho dos furos e da área livre. Esta perda pode ser estimada consultando-se os dados de desempenho de grelhas no catálogo de qualquer fabricante.

15ºmax.

Pobre

Tipo de Ventilador

Correto 15ºmax.

Quando os ventiladores sopram para dentro de um plenum, como fazem em muitos sistemas de ventilação, ocorre uma perda devido ao alargamento repentino na seção de fluxo. Teoricamente, se o ventilador tivesse uma velocidade uniforme em toda sua área de descarga, a perda de pressão de descarga seria equivalente a pressão dinâmica, calculada em função da velocidade de descarga do ventilador. Esta é a velocidade que é tabulada nos catálogos de ventiladores. Entretanto, a velocidade real não é absolutamente igual ao valor tabulado; velocidades de descarga reais médias são de 120 a 180% do valor do catálogo. Isto resulta em perdas reais de pressão de descarga de 150 a 300% do que se computaria da velocidade de descarga do catálogo. A adição de um duto curto de descarga, de apenas um ou dois diâmetros equivalentes, ao comprimento reduzirá significativamente esta perda repentina devida ao alargamento. Esta curta distância até mesmo permite uma redistribuição significativa da velocidade com a recuperação estática correspondente. A perda de descarga será, então, consideravelmente reduzida.

Curvas nos Dutos As curvas nos dutos, imediatamente na saída de descarga do ventilador, criam uma queda de pressão estática maior do que o esperado devido à turbulência e ao perfil de velocidade existente na descarga. Quando uma curva tiver que ser usada na descarga do ventilador, não se recomenda que seja de raio pequeno e anexada diretamente à descarga do ventilador. Preferivelmente, uma curva de raio médio deve ser usada (raio médio mínimo 1,5 x diâmetro do duto equivalente) ou um duto reto com comprimento de um diâmetro equivalente seguido por um curva quadrada com veios, resultarão numa perda menor, mas somente se a velocidade de descarga nominal do ventilador for menor que 10 m/s para minimizar problemas de geração de ruído. 5-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 6

Presumindo-se que uma curva de raio médio de seção transversal retangular é ajustada à descarga do ventilador, ela pode conduzir o ar em qualquer uma das quatro direções. Se a velocidade de descarga do ventilador fosse uniforme, poderíamos calcular rapidamente a perda na curva, e qualquer direção para a qual a girássemos seria irrelevante. Com uma velocidade de descarga não-uniforme e em forma espiral, não podemos aplicar qualquer dos fatores de fricção para dutos e curvas normais que se encontram no Manual ASHRAE ou outras referências. Isso se aplica somente quando o fluxo for uniforme através do duto, sem qualquer espiral. Se o fluxo fosse uniforme, tal curva teria uma perda de pressão de 0,25 x velocidade de descarga do ventilador.

Para a posição A, a porção de alta velocidade do fluxo da ar fica no mesmo lado da voluta e da curva. Isto resultará na menor perda das quatro posições. Deveria ser usada sempre que possível. Assume-se uma perda igual a 0,5 vezes a pressão dinâmica correspondente à velocidade de descarga nominal, tanto para os ventiladores de simples quanto para os dupla aspiração. Para a posição B, a segunda posição de menor perda para um ventilador de simples aspiração, a velocidade alta saindo da voluta continua pelo lado de fora da curva. Assume-se uma perda igual a 0,6 vezes a pressão dinâmica correspondente à velocidade de descarga nominal para os ventiladores de simples aspiração e 0,75 vezes a pressão dinâmica correspondente à velocidade de descarga nominal para os ventiladores de dupla aspiração. A perda dos ventiladores de dupla aspiração é maior porque a velocidade máxima de descarga do ventilador fica no centro e deve ser desviada no lado de fora da curva. Energia deve ser gasta para desviar o fluxo e, consequentemente, uma perda adicional é introduzida.

O fluxo numa curva localizada na descarga de um ventilador difere em cada uma das quatro posições, tanto para ventiladores de simples como de dupla aspiração. (Fig. 7 mostra uma ilustração das quatro posições).

Fig. 7 - Padrões de Fluxo em Curvas de Descarga

Simples e Dupla Simples Aspiração Aspiração Posição A

Simples e Dupla Aspiração Posição C

Para a posição C, assume-se uma perda igual a 1,0 vez a pressão dinâmica correspondente à velocidade de descarga nominal, tanto para os ventiladores de simples quanto para os dupla aspiração. Nestes ventiladores, a velocidade máxima de descarga fica no lado oposto da curva. A redistribuição de fluxo resultante gera perdas altas. Esta posição é a mais desfavorável das quatro.

Dupla Aspiração Posição B

Para a posição D, assume-se uma perda igual a 0,9 vezes a pressão dinâmica correspondente à velocidade de descarga nominal para os ventiladores de simples aspiração e 0,75 vezes a pressão dinâmica correspondente à velocidade de descarga nominal para os ventiladores de dupla aspiração. O ventilador de simples aspiração tem sua velocidade de descarga máxima no lado oposto àquele que é normal para uma curva. Conseqüentemente, a redistribuição de velocidade nesta situação resulta em uma perda mais alta do que para os ventiladores de dupla aspiração, onde a velocidade de descarga máxima está centrada como na posição B. Estes fatores de perda são somente aproximados, porém eles realmente estabelecem um nível de perda adequado para fins de projeto.

Simples Dupla Aspiração Posição D Aspiração

6-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 6

Os ventiladores são freqüentemente instalados em caixas retangulares também chamadas de “gabinetes". Ventiladores de gabinete, com freqüência, possuem dois ventiladores descarregando para dentro de um mesmo duto por meio de uma conexão bifurcada. A Fig. 8 mostra as exigências para a conexão bifurcada, a fim de que o ventilador alcance o desempenho do catálogo. Deveria haver um duto reto de 1,5 diâmetros equivalentes de comprimento antes da transição, com um ângulo de convergência de, no máximo, 30º em cada lado. Se estes parâmetros de projeto não puderem ser atendidos, a descarga do ventilador é tratada como se fosse uma descarga livre para dentro de um plenum, e as perdas já explicadas são então usadas.

Fig. 8 Construção Apropriada de uma conexão bifurcada numa unidade de dois ventiladores

30º max.

1¹/² dia

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BOLETIM TÉCNICO Nº 7

VIDA DOS ROLAMENTOS DOS VENTILADORES Vida do Rolamento vida de um rolamento é definida como o número de horas de operação numa determinada rotação constante (ou número de revoluções) à qual o rolamento é capaz de resistir, antes que o primeiro sinal de fadiga (escamação, fissuras, etc.) ocorra numa de suas pistas ou elementos de rolamento.

Valor do Fator de Ajuste de Vida

A

Grau de vida Confiabilidade Fator de Ajuste %

L10 L5 L4 L3 L2 L1

Entretanto, é evidente, tanto em testes de laboratório quanto na experiência prática, que rolamentos aparentemente idênticos operando sob condições idênticas têm vidas diferentes.

90 95 96 97 98 99

1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21

Ocasionalmente, o termo "vida média" ou L50 é usado. Este é o número de horas que 50% de um grupo de rolamentos idênticos e com carga idêntica deverá sobreviver. É calculada, multiplicando-se a vida L10 por 4. Por exemplo, um rolamento com uma L10 de 60.000 horas possui uma vida L50 de 240.000 horas. A seleção da polia movida é muito importante para assegurar que a vida L10 não seja abreviada.

Uma definição mais clara do termo "vida" é, portanto, essencial para o cálculo do tamanho do rolamento. Todas as informações apresentadas aqui sobre taxa de carga dinâmica baseiam-se na vida que espera-se que 90% de um grupo bastante grande de rolamentos, aparentemente idênticos, venha a atingir ou exceder. Isto é chamado de vida nominal básica, L10 (ou vida nominal) e concorda com a definição ISO.

Cálculo da Vida do Rolamento

Equação de Vida do Rolamento O método mais simples de cálculo da vida é a equação ISO para vida nominal básica. Para rolamentos operando em uma rotação constante, é mais conveniente lidar com uma vida nominal básica expressa em horas de operação, como segue: p L10h= 16.667 x C horas n S

(3) Carga Dinâmica da polia, T = cv x 1.000 N (D/2)

Onde:

(4) Carga Dinâmica de Partida da Polia,S = T x 2 N

(1) Velocidade angular, w = 2p n rad/s 60 (2) Torque Máximo, cv = P Nm W

( (

n = velocidade de rotação, rpm C = índice de carga dinâmica básica, N S = carga dinâmica equivalente do rolamento, N p = expoente de vida, onde: p = 3 para rolamento de esfera p = 10/3 para rolamento de rolos

(5) Horas de Operação, onde:

L10h= 16.667 x n

p

( ( C S

n = velocidade de rotação, rpm P = potência instalada, W D = diâmetro da polia, mm S = carga máxima do rolamento, N

Fator de Ajuste de Vida O fator para confiabilidade é usado para determinar outras vidas, que não a nominal básica, L10, isto é, vidas que são atingidas ou excedidas com uma probabilidade maior que 90%. Queira consultar a tabela abaixo para fator de ajuste. 1-2

horas

BOLETIM TÉCNICO Nº 7

Exemplo Dadas as seguintes especificações, determine a vida do rolamento. Tipo de ventilador =RSD 800 arr.3 CL.I Potência instalada, P = 30kW Rotação, n = 700 rpm Diâmetro da polia movida, D = 450 mm Tipo de rolamento, = GRAE 55 Carga máxima do rolamento, C = 52.700 N

(1) Velocidade angular, w = 2p n = 2p 700=73,3 rad/s 60 60

(2) Torque Máximo, cv = P = 30.000 = 409,3 Nm w

73,3

(3) Carga Dinâmica da polia, T = cv 1.000 = 409,3 x 1.000 = 1819 N (D/2) (450/2) (4) Carga Dinâmica de Partida da Polia, S = T x 2 = 1.819 x 2 = 3.638 N

((

(

(

(5) Horas de Operação, L10h =16.667 x C ³ = 16.667 x 52.700 3 =72.378 horas n S 700 3.638

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BOLETIM TÉCNICO Nº 8

CARACTERÍSTICAS DOS SISTEMAS DE VENTILAÇÃO E DOS VENTILADORES Sistemas de Ventilação m sistema de ventilação consiste de um ventilador (ou vários ventiladores) e vários elementos através dos quais o fluxo de ar pode passar. Esses elementos podem ser dutos, curvas, transições de expansão ou convergentes, serpentinas de aquecimento e resfriamento, telas e grelhas, dampers, venezianas, bocais, filtros de mangas e outros filtros ou reservatórios de líquidos. Cada componente oferecerá alguma resistência ao fluxo, e o ventilador deve desenvolver pressão estática suficiente para superar estas resistências. O total destas resistências é chamado de resistência do sistema ou perda de carga/pressão. A pressão estática produzida pelo ventilador tem que ser igual à perda de carga.

simplesmente a pressão hidrostática apresentada pelo líquido. Esta pressão hidrostática será proporcional à profundidade do reservatório e ao peso específico do líquido (portanto, será bastante elevada para o ferro em fusão). No entanto, a pressão hidrostática obviamente não dependerá do volume de ar forçado pelo líquido. (O volume de ar dependerá somente da quantidade de ar disponibilizada pelo ventilador.) Nenhum ar pode borbulhar se a pressão máxima produzida pelo ventilador for menor do que essa pressão hidrostática. Isso encontra-se ilustrado na Fig. 1. Observe que a característica do sistema é uma linha horizontal reta. No entanto, se a pressão produzida pelo ventilador for adequada, as bolhas fluirão. Deste ponto em diante, nenhuma pressão extra (apenas mais capacidade do ventilador) é necessária para forçar mais ar pelo líquido. A Fig. 2 apresenta a característica do ventilador e a característica do sistema para este caso.

U

Um sistema de ventilação também terá uma curva característica de perda de pressão versus vazão. Isso mostrará as pressões estáticas diferentes que serão necessárias para forçar determinados volumes de ar através deste sistema específico. Esta curva é chamada de curva característica do sistema.

Fig. 1 Característica do ventilador e característica do sistema para um reservatório de bolhas sem qualquer ponto de intersecção. Nenhuma bolha pode passar pelo líquido

Uma curva de um ventilador mostra uma representação típica de pressão estática versus vazão. Ela mostra as diferentes pressões estáticas que um ventilador específico produz, quando obstruído, em cada ponto de vazão de ar. Esta curva pode ser chamada de curva característica do ventilador.

Característica do Sistema Pe = K

Pe

Característica do Ventilador K

Se plotarmos as curvas característica do ventilador e característica do sistema no mesmo gráfico, haverá um ponto de intersecção das duas curvas. Este ponto de intersecção será o único ponto que irá satisfazer tanto a característica do ventilador quanto a característica do sistema. Este será, portanto, o ponto de operação.

Q

Fig. 2 Característica do ventilador e característica do sistema para reservatório de bolhas com ponto de intersecção. Bolhas de gás poderão passar pelo líquido

Fluxo de Ar através de um Reservatório de Líquido Estacionário Normalmente, a resistência do sistema (i.e., a pressão estática necessária) deverá aumentar com a velocidade e, portanto, com o volume de ar atravessando o sistema. Uma exceção é um reservatório de líquido estacionário através do qual o ar ou um gás é forçado em bolhas, como acontece na ventilação de esgotos ou de ferro em fusão. Aqui a resistência do sistema será constante, independentemente do volume de ar, porque é

Característica do Ventilador Pe

Ponto de Operação

Característica do Sistema Pe = K

K Q

1-3

BOLETIM TÉCNICO Nº 8

Repetindo, a característica do sistema é uma linha reta horizontal, indicando que a pressão estática necessária para forçar bolhas pelo líquido é constante, independentemente da velocidade do ar, desde 0 m3/s ao ponto de operação e além dele. A fórmula para esta característica de sistema é:

Esta é uma linha reta inclinada através da origem, conforme mostra a Fig. 3. A constante K determina o declive da linha reta: K = tana. À medida que os filtros ficam tapados pelo pó, a eficiência do filtro melhora, e a resistência do sistema e o ângulo a aumentam, porém, a característica do sistema continua sendo uma linha reta.

Pe = K (Q)0 = K A constante K determina a altura da linha horizontal acima da linha de vazão de ar.

Fig. 3 Característica do ventilador e característica do sistema para fluxo laminar, tal como ar passando pelas mangas de filtragem

À parte essa exceção, a pressão estática necessária para soprar ou extrair ar por um sistema de ventilação não é constante, mas aumenta com a vazão de ar ou a velocidade. A pergunta agora é: com que rapidez aumentará? A resposta é: depende da velocidade do ar e do tipo de fluxo de ar resultante (laminar ou turbulento).

Característica do Ventilador Ponto de Operação Pe

Característica do Sistema Pe = K x Q

Fluxo através de Filtros de Manga A área total das mangas, numa câmara de filtragem, é grande a fim de manter a resistência ao fluxo de ar baixa, mesmo quando os filtros começam a ser bloqueados pelo pó. Como resultado da área grande, a velocidade do ar passando pelo tecido é muito baixa, aproximadamente 0,015 a 0,020 m/s, e o Número de Reynolds (Re) é pequeno. Para ar padrão, podemos calcular o número Reynolds a partir da seguinte equação: Re = rVD m Onde: r = densidade do gás, em kg/m³ V = velocidade média do ar, m/s D = diâmetro do duto, m m = viscosidade do ar, Ns/m²

a Q

Fluxo através de um Silo de Grãos Vários grãos, tais como milho, arroz, soja, cevada e trigo devem ser secados após a colheita para evitar que o grão estrague. Com esse objetivo, eles são armazenados em silos cilíndricos para grãos, que podem ter de 4 a 25 m de altura. Ventiladores axiais ou ventiladores centrífugos são usados para forçar ar aquecido para dentro do silo. A pressão estática necessária para superar a resistência do sistema depende da altura do silo e do tipo de grão. Pode variar de 750-5000 Pa. Para pressões menores, os ventiladores axiais podem ser usados; porém, para pressões mais altas, são necessários ventiladores centrífugos. No entanto, qualquer que seja a pressão estática, a velocidade do ar que passa pelo grão fica em torno de 0,1 m/s, aproximadamente seis vezes o valor de 0,015 a 0,020 m/s que passa pelos filtros de manga já analisados.

Para o ar padrão, r = 1,22 kg/m² e m = 1,82 x 10-5 Ns/m² Para diâmetro de duto de 1 pé = 0,305 m Re = (1,22)(0,015)(0,305) 1,82x10-5 Re = 307

O valor do Número de Reynolds correspondente, então, é de aproximadamente 2100, o início de um fluxo ligeiramente turbulento, e a fórmula para a característica do sistema é

Isso está bem abaixo do valor 2000 onde o fluxo turbulento pode iniciar. Isto significa que o fluxo pelos filtros de mangas é laminar. A característica do sistema para fluxo laminar pode ser calculada a partir da fórmula. Pe = K x Q

Pe = K(Q)1,5

2-3

BOLETIM TÉCNICO Nº 8

Esta é uma curva através da origem, como mostra a Fig. 4. A constante K determina o declive da curva. Para silos mais altos e para uma maior compactação dos grãos (tal como trigo), a curva fica mais íngreme.

A fórmula para a característica de sistema agora é Pe= K(Q)² Esta é uma parábola pela origem, como mostra a Fig. 5. Se um ponto da característica do sistema for conhecido, os outros pontos podem ser calculados e a parábola pode ser plotada.

Fig. 4 Característica do ventilador e característica do sistema, para fluxo ligeiramente turbulento, como ar passando por silos para grãos

Característica do Ventilador

Fig. 5 Característica do ventilador e característica do sistema para fluxo turbulento, prevalecendo em sistemas de ventilação

Ponto de Operação

Pe

Característica do Ventilador Característica do Sistema Pe = K x Q1,5

Ponto de Operação

Q Pe Característica do Sistema Pe = K x Q²

Vazão por um Sistema de Ventilação Em um sistema de ventilação convencional, como os usados em prédios, tanto a velocidade do ar quanto o valor de Reynolds é consideravelmente maior do que em filtros de mangas ou em silos para grãos. (Somente na seção dos filtros estas grandezas ainda são pequenas).

Q

É interessante observar que a equação básica da perda por atrito, para um duto redondo e reto com diâmetro constante e paredes lisas:

Por exemplo, um ventilador axial de 710 mm distribuiu 4,0 m³/s contra uma pressão estática de 600 Pa. O duto de 715 mm de diâmetro interno possui uma área de 0,4015m²; conseqüentemente, a velocidade do ar será de V = 4,0/0,4015 = 9,96 m/s e a pressão dinâmica será Pd = (9,96/1,3)2 = 59 Pa. Suponhamos que o nosso sistema consista deste duto de 715 mm de diâmetro interno mais algum outro equipamento, resultando em uma pressão de resistência total de 600 Pa. Nosso valor de Reynolds será de Re = 477370. Uma vez que este valor de Reynolds está muito acima de 2000, este é um fluxo definitivamente turbulento, o que é normal em sistemas de ventilação.

f = 0,0195 L Pd D é proporcional a (Q)², indicando a mesma coisa que para um sistema de ventilação. A Tabela 1 resume os quatro tipos diferentes de sistemas de ventilação.

Tabela 1- Comparação das Condições de Fluxo para Quatro Sistemas de Ventilação Tipo de Sistema

Tipo de Fluxo

Velocidade do ar (m/s)

Número de Reynolds

Fórmula para a característica do sistema

Resevatório borbulhante Filtro de Mangas Silo para Grãos Sistema de Ventilação

Laminar Ligeiramente turbulento Turbulento

0,015 0,100 9,960

307 2100 477000

Pe = K (Q) 0 Pe = K (Q) Pe = K (Q) 1,5 2 Pe = K (Q)

3-3

BOLETIM TÉCNICO Nº 9

DESBALANCEAMENTO RESIDUAL PERMISSÍVEL

U

m rotor desbalanceado pode causar vibrações e tensões no próprio rotor e em sua estrutura de suporte. Torna-se, portanto, necessário que se balanceie o rotor para obter uma ou mais das seguintes condições: (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) (h)

Excentricidade significa não ter o mesmo centro ou eixo de rotação. Por exemplo, considere um disco com raio, R (mm) e massa m (kg) deslocada devido a um excesso de massa me (g), em um ponto em particular. Quando o disco está em movimento de rotação, uma força centrífuga, F, age sobre me e é transmitida para o eixo. Isso resulta no deslocamento do eixo de sua posição de repouso, sua extremidade descrevendo um círculo, pequeno, ao redor de sua posição normal. Este deslocamento é chamado de excentricidade. Vide Fig. 1.

Aumentar a vida do rolamento Minimizar a vibração Minimizar ruídos Minimizar tensões de operação Minimizar fadiga e aborrecimento dos operadores Minimizar perdas de potência Aumentar a qualidade do produto Satisfazer os consumidores

Esta excentricidade, e (mm), está ligada ao valor do desbalanceamento me (gramas) para um rotor de raio R (mm) e massa m (kg) através da fórmula abaixo. O valor de "e" também expressa a tolerância de balanceamento ou a excentricidade residual. Vide Fig. 2.

O desbalanceamento de apenas um componente girante de um conjunto pode fazer com que todo o conjunto vibre. Esta vibração induzida, por sua vez, pode causar desgaste excessivo nos rolamentos, buchas, eixos, engrenagens, etc., reduzindo substancialmente sua vida útil.

e = me . R M

As vibrações exercem tensões alternantes altamente indesejáveis nos suportes e elementos estruturais e podem terminar causando seu colapso total. O desempenho diminui por causa da absorção de energia pela estrutura de suporte.

Desbalanceamento Residual Permissível ou Tolerância de Balanceamento, Equação eT Este método está de acordo com a norma ISO 1940/1-1986. Uma vez que não é possível haver um balanceamento de 100%, torna-se necessária uma tolerância para balancear. Referindo-nos à Fig. 3, estamos seguindo a recomendação ISO e usando um grau de qualidade de balanceamento de G6.3 (amplitude de velocidade de vibração = 6,3 mm/s) para balancear os rotores.

As vibrações podem ser transmitidas pelo solo até às máquinas adjacentes e prejudicar seriamente sua precisão ou funcionamento adequado. Objetivo da Balanceadora Uma balanceadora, ou máquina de balancear, é necessária para detectar, localizar e medir o desbalanceamento. Os dados fornecidos pela balanceadora permitem a mudança da distribuição de massa de um rotor, e essa mudança, quando feita de forma correta, irá equilibrar o rotor.

Usando a recomendação ISO G4.0 para valor de balanceamento, G em mm/s está ligado ao desbalanceamento residual máximo, eT em mm e para a velocidade de rotação, n em rpm pela fórmula:

O balanceamento é detectado pela observação da ausência de desbalanceamento, nunca pelo balanceamento em si.

eT = 10 x G (N/1.000)

Definições Desbalanceamento é a distribuição desigual da massa nos corpos girantes (rotor, eixo, polia, etc.).

1-3

BOLETIM TÉCNICO Nº 9

Exemplo Considerando-se os seguintes dados, determine o desbalanceamento residual permissível e o valor mínimo do desbalanceamento residual.

F me Rotação

Rotação, n = 800rpm Massa da polia, m = 8,1 kg Raio da polia, R = 152mm Grau de balanceamento, G =4(significa velocidade de vibração = 4mm/s para a polia).

Eixo

Cálculo do Desbalanceamento Residual Permissível ou Tolerância de Balanceamento

Fig. 1

eT = 10 x G = 10 x 4 = 50mm (n/1.0 00) 800/1.000 Cálculo do Valor Máximo de Desbalanceamento Residual, p e = me . R m

F

Posição de Repouso

=> me = e . m = 50 x 8,1 = 2,66g R 152

E

Portanto, a Excentricidade Residual Permissível é 50 mm e o Desbalanceamento Residual Permissível é de 2,66 g para esta polia.

Fig. 2

2-3

BOLETIM TÉCNICO Nº 9

100 000 G

50 000

0 63 G

20 000

0 25

10 000 G 0 10

5 000

2 000

1 000

500 G 40

200 G 16

100 G 6,

50

3 G

20

5

2,

10 G 1

5 G 4

0,

Desbalanceamento Residual Permissível por Unidade de Massa do Rotor, U per/m = e per em g.mm/Kg (Deslocamento Residual Permissível do Centro de Massa, e per , em micrometros, para balanceamento em um plano de correção)

Fig. 3 Valor de Desbalanceamento Máximo Residual Permissível correspondente aos diversos Graus de Qualidade de Balanceamento

2

1

0,5

0,2 0,1 30

0,5

50

100

1

2

200

500

5

1000

2000

5000

10 000

10 20 50 100 200 Velocidade de Rotação Máxima de Serviço

50 000 100 000 r/min

500

1000

2000 r/s

NOTA - O valor numérico após a letra G é igual ao produto de eper x rotação, expressa em milímetros por segundo

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BOLETIM TÉCNICO Nº 10

CÁLCULO DA POTÊNCIA SONORA DO VENTILADOR

O

ruído do ventilador é uma função de seu projeto (Kw), vazão de ar (Q), pressão total (Pt) e rendimento (h).

Tabela 1- Banda de Oitava em que o Incremento de Freqüência da Pá (BFI) ocorre

A geração de potência sonora de um determinado ventilador, realizando determinado trabalho, é melhor obtida a partir dos dados de teste reais do fabricante do ventilador, sob condições de teste aprovadas. Entretanto, se tais dados não estiverem disponíveis prontamente, os níveis de potência sonora, nas bandas de oitava, para vários ventiladores, poderão ser estimados através do seguinte procedimento.

Tipo de Ventilador

Centrífugo - Aerofólio, curvado para trás ou inclinado para trás - Curvado para frente - Pá radial, soprador Vaneaxial Tuboaxial Propeller

O ruído do ventilador pode ser classificado em termos do nível de potência sonora específica, que é definida como o nível de potência sonora gerada por um ventilador operando a uma capacidade de 1 m³/s (ou 1 cfm) e uma pressão de 1 Pa (ou 1" de água). Reduzindo-se todos os dados de ruído do ventilador para esse denominador comum, o nível de potência sonora específico serve como base para comparação direta dos níveis de banda de oitava de vários ventiladores, e como base para um método convencional de calcular os níveis de ruído de ventiladores em condições de operação reais.

Banda de Oitava em que BFI ocorre

250 HZ 500 HZ 125 HZ 125 HZ 63 HZ 63 HZ

Os níveis de potência sonora específicos e os incrementos de freqüência da pá encontram-se listados na Tabela 2. Para uma descrição mais completa dos tipos de ventiladores, construção e aplicações, veja os Boletins Técnicos nº 4 e 12.

Ponto de Operação Os níveis de potência sonora específicos fornecidos na Tabela 2 são para ventiladores que estiverem operando no, ou próximo do, ponto de rendimento de pico da curva do ventilador. Isto está de acordo com a prática recomendada para a seleção de tamanho e rotação de um ventilador, de forma que a operação caia neste ponto ou perto dele; é vantajoso para a conservação de energia e corresponde aos níveis de ruído mínimos para aquele ventilador. Se, por quaisquer motivos, um ventilador não for ou não puder ser selecionado de forma ótima, o nível de ruído produzido irá aumentar e um fator de correção C, conforme mostra a tabela 3, deverá atender essa situação.

Freqüência da Passagem das Pás (Bf) Estudos recentes mostram que, baseado no nível de potência sonora específica, os ventiladores menores são um pouco mais barulhentos do que os maiores. Embora qualquer divisão desse tipo seja necessariamente arbitrária, as divisões de tamanho indicadas são práticas para se estimar o ruído do ventilador. Os ventiladores geram um tom na freqüência de passagem da pá, e a força desse tom depende, em parte, do tipo de ventilador. Para registrar esta freqüência de passagem da pá, deve-se fazer um incremento na banda de oitava em que recai a freqüência da pá. O número de decibéis a ser acrescentado a esta banda é chamado de incremento de freqüência de pá (BFI). A freqüência da pá (Bf ) é: Bf = (rpm x Nº. de pás)/60 O número de pás e a rotação do ventilador podem ser obtidas no catálogo de seleção de ventiladores. Se este catálogo não estiver disponível, a Tabela 1 pode ser usada.

1-3

BOLETIM TÉCNICO Nº 10

Tabela 2 - Níveis da Potência Sonora Específicos (dB re 1pW) e Incrementos de Freqüência da Pá (BFI) para Vários Tipos de Ventiladores

Freqüência Central das Banda de Oitava, HZ Tipo de Ventilador

Tamanho do Rotor

63

125

250

500

1000

2000

4000

8000

BFI

Centrífugo Aerofólio, curvado para trás inclinado para trás Curvado para frente Pá radial Soprador

> 0,9m < 0,9m

32 36

32 38

31 36

29 34

28 33

23 28

15 20

13 15

3

Todos > 1m 1m a 0,5m < 0,5m

47 45 55 63

43 39 48 57

39 42 48 58

33 39 45 50

28 37 45 44

25 32 40 39

23 30 38 38

20 27 37 37

2

Vanexial

> 1m < 1m

39 37

36 39

38 43

39 43

37 43

34 41

32 38

26 35

6

Tuboaxial

> 1m < 1m

41 40

39 41

43 47

41 46

39 44

37 43

34 37

32 35

5

Propeller

Todos

48

51

58

56

55

52

46

42

5

8

Onde: Lw =

Tabela 3 - Fator de Correção Devido o Ponto de Operação Fora do Rendimento de Pico Rendimento Estático % de Pico

Fator de Correção C

90 a 100 85 a 89 75 a 84 65 a 74 55 a 64 50 a 54

0 3 6 9 12 15

K w= Q = Q1= P = P1= C=

nível de potência sonora estimado do ventilador (dB re 1 pW) nível de potência sonora específico (ver tabela 2) vazão de ar, m³/s (cfm) 0,000472, quando a vazão estiver em m³/s (1 para cfm) pressão total em Pascal (ou polegada H 2 O) 249, quando a pressão for em Pascal (1 polegada H O) 2 fator de correção em dB, para o ponto de operação do ventilador.

Os valores do nível de potência sonora estimado são calculados para todas as oito bandas e o BFI é acrescentado à banda de oitava na qual a freqüência de passagem da pá cair.

Este fator de correção deverá ser aplicado a todas as bandas de oitava. Previsão de Potência Sonora do Ventilador (Lw) Os níveis de potência sonora nas condições de operação reais poderão ser estimados usando-se a vazão e a pressão total do ventilador, conforme segue:

Exemplo: Um ventilador Sirocco RSD 500 foi selecionado para suprir 4,15 m³/s a 750 Pa. Ele possui 41 pás e opera a 904 rpm, com rendimento estático de 56%. Qual é o nível sonoro estimado?

Lw = Kw + 10log(Q/Q1) + 20 log (P/P1) + C

2-3

BOLETIM TÉCNICO Nº 10

Passo 1: Obtenha o nível de potência sonora específico (Kw) da Tabela 2 para ventilador curvado para a frente.

O BFI cai na banda de oitava de 500Hz, que engloba o intervalo de 355 a 710Hz. Passo 4: Determine o fator de correção C para rendimento fora de pico.

Passo 2: Calcule os níveis de potência sonora adicionais devido a vazão de ar e pressão.

( )

De acordo com os dados de desempenho no catálogo, este ventilador apresenta um rendimento de pico de 62%.

( )

P Q 10 log + 20 log P1 Q1 = 10 log

4,15 ( 0,000472 ) + 20 log ( 750 249 )

Percentual de rendimento estático de pico = (56/62) x 100 = 90,3 De acordo com a Tabela 3, C = 0.

= 39,44 + 9,57 = 49

Combine todos os quatro passos, como mostra a Tabela 4.

Passo 3: Calcule o Bf para determinar em qual banda de oitava recai o BFI

= > Lw (linear) = 98,2 dB = > LwA = 85,8 dB(A)

Bf = (rpm x no. de pás)/60 = (904 x 41)/60 = 617 Hz

Tabela 4 - Exemplo de Cálculo Freqüência Central das Banda de Oitava, HZ Referência

Potência Sonora

63

125

250

500

1000

2000

4000

8000

Passo 1 Passo 2 Passo 3 Passo 4

47 49 0

43 49 0

39 49 0

33 49 2 0

28 49 0

25 49 0

23 49 0

20 49 0

Lw (dB) Linear =

96

92

88

84

77

74

72

69

98,2

Fator Escala A LwA (dB) =

-25,5 70,5

-15,5 76,5

-8,5 79,5

-3,0 81

0 77

+1 75

+1 73

-1 68

85,8

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BOLETIM TÉCNICO Nº 11

MODULAÇÃO DO DESEMPENHO DO VENTILADOR

A

lguns sistemas de ventilação têm exigência de capacidade variável durante a operação, tais como sistemas de volume de ar variável, enquanto outros têm exigências de pressão variável; tanto a vazão quanto a pressão são alterados, com freqüência, durante a operação. A fim de acomodar estas variações, alguma forma de modulação de desempenho do ventilador é exigida.

O tipo de modulação tipicamente usada em aplicações com dutos são: (a) (b) (c) (d) (e) (f )

Controle do volume de ar na voluta Dampers de aspiração Dampers de descarga Registro radial de aspiração Modulação da rotação Variação do passo das pás do ventilador

Fig. 1 Tipos de Modulação para Ventilador Centrífugo

DAMPER DE PÁS PARALELAS PARA CAIXA DE ASPIRAÇÃO DAMPER DE PÁS OPOSTAS PARA CAIXA DE ASPIRAÇÃO

CAIXA DE ASPIRAÇÃO

DIFUSOR

REGISTRO RADIAL TIPO CÔNICO DAMPER DE DESCARGA COM PÁS OPOSTAS HORIZONTAIS REGISTRO RADIAL TIPO CILÍNDRICO

DAMPER DE DESCARGA COM PÁS PARALELAS VERTICAIS

DAMPER DE DESCARGA COM PÁS PARALELAS HORIZONTAIS DAMPER DE DESCARGA COM PÁS OPOSTAS VERTICAIS

1-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 11

Controle do Volume de Ar na Voluta Isto é discutido sob o título "Instabilidade do Sistema, Instabilidade do Ventilador e Paralelismo". Dampers de volume na voluta às vezes são usados em pequenos ventiladores como um meio de ajustar rapidamente o fornecimento de ar. Entretanto, este não é considerado um bom meio de controle de capacidade. O rendimento é reduzido, e a própria natureza do controle do volume de ar na descarga faz com que seja difícil operar, automaticamente, a partir de um dispositivo sensor de pressão estática. Assim, embora o damper de volume na voluta sirva um propósito útil de controlar o efeito de paralelismo de ventiladores, não é recomendado para modulação de capacidade.

completamente. Para uma interrupção liga-desliga (on-off) a fim de evitar a circulação do ar, motores devem ser colocados nos dampers para fechá-los depois que o motor do ventilador tenha desligado; reciprocamente, o motor do ventilador não deve iniciar seu funcionamento até que esses dampers estejam pelo menos parcialmente abertos. Isso pode ser feito através de um sensor de fim-de-curso nos dampers que impede a operação do motor do ventilador quando os dampers estão completamente fechados e permite a operação do ventilador somente quando os dampers estiverem suficientemente abertos para impedir uma alta pressão estática de sucção. Dampers de Descarga Dampers de descarga são um método de variar a vazão em um intervalo de desempenho um tanto estreito. Uma vez que os dampers de descarga são tipicamente montados sobre a descarga do ventilador, a área dos dampers fica relativamente pequena. Portanto, geralmente não há necessidade de se preocupar com a pressão estática excessiva vir a danificar os dampers. Eles operarão satisfatoriamente na condição de 100% fechado a menos que a pressão estática do ventilador exceda a capacidade estrutural dos dampers. Normalmente, a resistência do damper deveria suportar pelo menos 1000 Pa de pressão estática.

Dampers de Aspiração O objetivo principal dos dampers de aspiração é evitar o retorno e a circulação de ar quando a unidade é desligada. Os dampers de aspiração meramente adicionam resistência ao sistema, causando uma mudança correspondente na pressão estática do ventilador e variando a vazão. Há duas desvantagens básicas referentes aos dampers de aspiração. Primeiro, eles permitem pouca modulação de capacidade sem forçar o ventilador a operar em uma parte instável de seu intervalo de desempenho. Em segundo lugar, uma vez que eles são freqüentemente montados na frente de uma abertura de ar externa ou na frente de uma série de serpentinas, são muito maiores no tamanho do que a aspiração do ventilador. Portanto, o diferencial de pressão estática através do damper é distribuído em uma grande área.

A Fig. 2 mostra o desempenho dos ventiladores com dampers de descarga. Estes dampers aumentam a pressão estática do sistema para modular o fluxo de ar. Os dampers de descarga não alteram a área de instabilidade do ventilador. Portanto, eles não devem ser usados para a modulação da vazão, em ventiladores centrífugos tipo aerofólio, abaixo de aproximadamente 50% da vazão máxima (descarga livre), conforme indica o gráfico ao lado.

Devido a essa segunda desvantagem, deve-se tomar cuidado a fim de se certificar de que o ventilador não é capaz de produzir uma pressão estática suficiente para empenar ou ruir os dampers. O diferencial de pressão estática através da maioria dos dampers de aspiração usados nas "air handling units" (AHU) numa central de ventilação não deve exceder 1000 Pa, ao todo. Se o ventilador for capaz de desenvolver uma pressão estática maior do que essa na RPM operante, deve-se tomar cuidado para assegurar que os dampers de aspiração não possam ser fechados enquanto o ventilador estiver operando. Se os dampers forem usados para regular o sistema, uma trava manual pode ser colocada no mecanismo dos dampers a fim de evitar que eles se fechem

Nem dampers de descarga nem dampers de aspiração têm muito efeito no nível de ruído do sistema na posição totalmente aberto, em aplicações de pressão média e baixa. Entretanto, eles realmente aumentam o nível de ruído à medida que se aproximam de uma posição fechada. A magnitude do aumento é uma função da velocidade do ar e do diferencial de pressão estática.

2-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 11 Fig. 2 - Desempenho de um Damper de Descarga para Ventilador Tipo Aerofólio Percentual de Pressão Estática Máxima e Percentual de Potência Absorvida Máxima (vazão nula)

140

Curva do sistema a 52% da vazão máxima

130 Potência absorvida

120 110

6

5

4

1’

3

2’

100

2 1

90

Seleção original nas condições de projeto

3’

80 70

4’

60

5’

50 40

6’

30 Variação estável da vazão

20 10 0

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Percentual de Vazão Máxima (pressão nula)

Registro Radial na Aspiração Registros radiais na aspiração às vezes são chamados erroneamente de registros de vortex. Na verdade, embora chamados de registros, seu único objetivo é iniciar um giro do ar na direção da rotação à medida que este entra no ventilador. A vorticidade resultante tem, como conseqüência, uma redução na vazão, na pressão estática e na potência absorvida. Além disso, para cada posição do registro, curvas separadas para a pressão estática e potência absorvida versus vazão são geradas.

100 cv, os quais são providos de acionamento direto. Isso resulta da dificuldade em se usar acionamentos de velocidade variável como correia em V, em tais ventiladores grandes. Há três desvantagens em se usar registros radiais de aspiração para modulações de capacidade. Primeiro, o ventilador pode ser forçado a operar num intervalo instável de funcionamento. Isto deve provavelmente ocorrer quando ele é usado para modular um sistema de pressão estática constante. O ruído e a vibração resultantes são conhecidos por sacudirem todo um andar.

Como as pás do registro são moduladas, a curva da potência absorvida gerada é menor do que a curva da potência absorvida com as pás bem abertas. Portanto, o registro radial realmente propicia alguma economia no custo de operação. A magnitude desta economia é geralmente de, aproximadamente, 20 a 30 %, se ele for operado na maior parte do tempo no intervalo de 60 a 80 % da vazão de projeto. Uma vez que o registro radial custa de duas a três vezes o valor dos dampers de descarga de pás paralelas, não vale a pena usá-los a menos que a redução da capacidade seja pelo menos 50%, em longos períodos de tempo, já que a economia de potência gerada, em relação aos dampers de pás paralelas e de pás opostas, fica em média aproximadamente 25 % nestas condições.

Segundo, a redução de capacidade também ocorre quando as pás estão na posição totalmente abertas. A construção do registro, com o cubo e o mecanismo de rotação localizados no centro, cria uma queda de pressão cuja magnitude é uma função do tamanho do ventilador. Para ventiladores muito pequenos, o cubo é um percentual relativamente grande da área total de aspiração. Portanto, a redução de capacidade é substancial. Por outro lado, com ventiladores muito grandes, a área do cubo é um percentual muito pequeno do total e a redução é negligenciável. Com aplicações de acionamento por correia, isto não apresenta nenhum problema em particular, uma vez que a velocidade do ventilador pode prontamente ser aumentada para compensar. Porém, a potência absorvida também aumenta.

Independentemente dessa economia, o registro radial é útil para a redução de capacidade em ventiladores centrífugos grandes que exijam mais de 3-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 11

Por exemplo, a RPM deve ser aumentada em aproximadamente 3% com um rotor de 900 mm de diâmetro para atingir capacidade total, se tiver um registro radial na aspiração com pás na posição totalmente abertas. Isto aumenta a potência absorvida em aproximadamente 9,3%, o que pode vir a ser um problema se a potência absorvida estiver muito próxima à potência nominal do motor indicada pelo fabricante.

Deve-se tomar cuidado ao usar esse tipo de modulação em um sistema que requeira pressão estática constante no ventilador, na medida em que a pressão estática no ventilador se reduz proporcionalmente ao quadrado da redução de RPM. Variação do Passo da Pá do Ventilador Ventiladores axiais encontram-se disponíveis com pás de passo ajustável para permitir a variação do seu desempenho. Isto pode ser usado para aumentar ou diminuir a capacidade do sistema em ventiladores com acionamento direto, dependendo da seleção original. Em ventiladores acionados por correia, a variação poderá permitir algum aumento no rendimento se a pressão estática tiver sido grosseiramente superestimada quando a seleção original tiver sido feita. Esta forma de modulação de capacidade geralmente reduzirá a potência absorvida, mais do que qualquer um dos métodos anteriores para uma dada vazão e pressão estática. Isso também evidencia o problema de acionamento por correia em V, para ventiladores maiores que exijam mais de 100cv, uma vez que a modulação de controle pode ser realizada facilmente.

Em unidades com acionamento direto, todavia, o uso do registro radial torna-se mais do que um problema. Meios razoavelmente precisos devem estar disponíveis para estimar a redução da capacidade para vários tamanhos de ventiladores. Terceiro, o registro radial aumentará o nível de ruído do ventilador, até mesmo em uma posição totalmente aberto. Uma vez que os dados de teste são limitados, uma boa regra a seguir é adicionar 5 dB ao nível de ruído do ventilador quando um registro radial for usado. Antes de se usar um registro radial, o fabricante de ventiladores deve ser consultado para informações referentes ao intervalo instável de operação, à redução de capacidade devido à restrição de área de aspiração, e aos níveis de ruído resultantes.

Um método de variação do passo das pás do ventilador permite uma alteração no passo enquanto o ventilador estiver em operação. Isto torna o ventilador bem adequado para aplicações tal como controle automático da pressão estática para sistemas de volume de ar variável.

Modulação da Rotação A variação de rotação nos ventiladores pode ser realizada de diversas maneiras, incluindo: motores de multivelocidade; transmissões hidráulicas; redutores mecânicos de velocidade; e dispositivos de estado sólido (inversores de freqüência).

Uma vez que o ventilador axial deve, geralmente, ter algum tratamento acústico, a geração de ruído devido à mudança no passo da hélice é facilmente trabalhada. Por isso, a maior desvantagem neste tipo de modulação de ventilador é o custo adicional do dispositivo. Quanto mais sofisticada a modulação e seus controles, maior será o custo.

Nos dispositivos de estado sólido o controle deve estar intimamente associado ao motor para operar apropriadamente. Todos estes dispositivos afetam o desempenho do ventilador segundo as seguintes leis: 2

( (( ( ( (( ( Q2 N2 = Q1 N1

Q2 N2 = Q1 N1

3

( (( ( W2 N2 = W1 N1

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BOLETIM TÉCNICO Nº 12

ARRANJOS DE VENTILADORES

A

Associação Internacional de Controle e Movimentação do Ar (AMCA) adotou uma norma que define os arranjos para vários tipos de ventiladores usados em aplicações de ventilação em geral.

(c) (d)

(e) Os tipos de arranjos incluem: (f) (a) (b)

Arranjos para Ventiladores Centrífugos Arranjos para Ventiladores Centrífugos Tubulares

Arranjos para Ventiladores Axiais com ou sem Difusor e Caixa de Aspiração Designações para Sentido de Rotação e Posição de Descarga de Ventiladores Centrífugos Posições de Motor de Ventiladores Centrífugos com Acionamento por Correias Posição da Caixa de Aspiração para Ventiladores Centrífugos

ARRANJOS PARA VENTILADORES CENTRÍFUGOS CONFORME NORMA AMCA 99-2404 SWSI = Ventiladores de Simples Aspiração DWDI = Ventiladores de Dupla Aspiração Os Arranjos 1, 3, 7 e 8 também são disponíveis com mancais montados em pedestais ou conjunto de bases independentes da carcaça do ventilador. Para designação de sentido de rotação e posição de descarga ver norma AMCA 99-2406 Para posições de motor em transmisão por correias ver norma AMCA 99-2407 Para designação da posição das caixas de aspiração ver norma AMCA 99-2405

ARR.1 SWSI Para acionamento por correias. Rotor em balanço. Dois mancais ou mancal monobloco na base.

ARR.2 SWSI Para acionamento por correias. Rotor em balanço. Mancais apoiados em mão-francesa fixada na carcaça do ventilador.

ARR.3 SWSI Para acionamento por correias. Um mancal de cada lado apoiados na carcaça do ventilador.

ARR.3 DWDI Para acionamento por correias. Um mancal de cada lado apoiados na carcaça do ventilador.

ARR.4 SWSI Para acionamento direto. Rotor em balanço montado no eixo do motor. Nenhum mancal no ventilador. Motor montado na base ou conectado diretamente através de flanges (4K).

ARR.7 SWSI Para acionamento por correias ou conexão direta.Equivalente ao arranjo 3 mais base para motor.

ARR.7 DWDI Para acionamento por correias ou conexão direta. Equivalente ao arranjo 3 mais base para motor.

ARR.8 SWSI - Para acionamento por conexão direta através de luva elástica. Equivalente ao arranjo 1 mais base estendida para o motor.

ARR.9 SWSI Para acionamento por correias. Rotor em balanço, dois mancais com motor montado do lado de fora da base.

ARR.10 SWSI Para acionamento por correias. Rotor em balanço, dois mancais com motor montado do lado de dentro da base.

1-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 12

ARRANJOS PARA VENTILADORES CENTRÍFUGOS CONFORME NORMA AMCA 99-2404 SWSI = Ventiladores de Simples Aspiração DWDI = Ventiladores de Dupla Aspiração Os Arranjos 1, 3, 7 e 8 também são disponíveis com mancais montados em pedestais ou conjunto de bases independentes da carcaça do ventilador. Para designação de sentido de rotação e posição de descarga ver norma AMCA 99-2406 Para posições de motor em transmisão por correias ver norma AMCA 99-2407 Para designação da posição das caixas de aspiração ver norma AMCA 99-2405

ARR. 1 SWSI COM CAIXA DE ASPIRAÇÃO Para acionamento por correias. Rotor em balanço, dois mancais ou mancal monobloco na base. Caixa de aspiração pode ser auto-portante.

ARR.3 SWSI COM PEDESTAL INDEPENDENTE Para ventilador com acionamento por correias. Carcaça auto-portante. Um mancal em cada lado apoiados em pedestais independentes.

ARR.3 SWSI COM CAIXA DE ASPIRAÇÃO E P E D E S TA I S I N D E P E N D E N T E S Pa r a ventilador com acionamento por correias. Carcaça auto-portante. Um mancal em cada lado apoiados em pedestais independentes, com eixo estendendo-se pela caixa de aspiração.

ARR.3 DWDI COM PEDESTAL INDEPENDENTE Para ventilador com acionamento por correias. Carcaça auto-portante. Um mancal em cada lado apoiados em pedestais independentes.

ARR.3 DWDI COM CAIXA DE ASPIRAÇÃO E P E D E S TA I S I N D E P E N D E N T E S Pa r a ventilador com acionamento por correias. Carcaça auto-portante. Um mancal em cada lado apoiados em pedestais independentes, com eixo estendendo-se pela caixa de aspiração.

ARR. 8 SWSI COM CAIXA DE ASPIRAÇÃO Para acionamento por conexão direta através de luva elástica. Rotor em balanço, dois mancais ou mancal monobloco na base que é estendida para abrigar o motor. Caixa de aspiração pode ser autoportante.

2-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 12

ARRANJOS PARA VENTILADORES CENTRÍFUGOS TUBULARES CONFORME NORMA AMCA 99-2410

ARRANJO 1 Para acionamento por correias. Rotor em balanço fixado num eixo apoiado por mancais montados dentro da carcaça. Motor montado independente da carcaça. Descarga horizontal.

Motor à Esquerda

Vista da Descarga

ARRANJO 4 Para acionamento direto. Rotor em balanço fixado ao eixo do motor. Motor montado dentro da carcaça. Para descarga horizontal e vertical. Vista da Descarga

360 315

45

270

90

135

225

ARRANJO 9 Para acionamento por correias. Rotor em balanço fixado num eixo apoiado por mancais montados dentro da carcaça. Projetado para instalação do motor do lado de fora da carcaça em uma das posições padrão ilustradas. Para descarga horizontal e vertical.

180

Motor Mostrado na Posição 360

Vista da Descarga

A seta indica a direção do fluxo de ar. O sentido de rotação dos ventiladores é determinado visualizando-se a partir da extremidade da descarga do ventilador. Especificar se a descarga de ar do ventilador é para cima ou para baixo nos ventiladores montados verticalmente. Especificar se o fluxo de ar é do motor em direção à helice (M-H) ou da hélice em direção ao motor (H-M). As posições dos motores, suportes, portas de inspeção, etc., são determinadas visualizando-se a descarga do ventilador conforme apresentado na figura do arranjo 9. Os Arranjos 4 e 9 podem ser equipados com suportes para instalação no piso, na parede ou no teto. A posição destes suportes determina quais posições de motor estarão disponíveis para sua fixação. Geralmente, as fixações de motor 135, 180 e 225 não estão disponíveis para ventiladores no piso, parede ou invertidos instalados no teto, e as fixações de motor 45, 90, 270 e 315 poderão não estar disponíveis para ventiladores suspensos no teto. Outro método para instalar ventiladores na vertical encontra-se ilustrado à direita. Especifique se o ventilador deve ser equipado com suportes para instalação no teto, suportes para instalação no piso ou ambos.

3-7

MONTAGEM VERTICAL

Suportes de Montagem no Teto

Suportes de Montagem no Piso

BOLETIM TÉCNICO Nº 12

ARRANJOS PARA VENTILADORES AXIAIS COM OU SEM DIFUSOR E CAIXA DE ASPIRAÇÃO-NORMA AMCA 99-3404

ARR1. DOIS ESTÁGIOS ARR.1 Para acionamento por correias ou conexão direta por luva elástica. Rotor em balanço. Dois mancais localizados à montante ou à jusante da hélice.

ARR.3

ARR.4

ARR4. DOIS ESTÁGIOS

Para acionamento por correias ou conexão direta. Hélice entre mancais que estão sobre suportes internos. Acionamento pela aspiração.

Para acionamento direto. Rotor em balanço montado no eixo do motor. Nenhum mancal no ventilador. Motor sobre suportes internos.

ARR.7 Para acionamento por correias ou conexão direta. Equivalente ao arr. 3 mais base comum para o motor.

ARR.8 (1 OU 2 ESTÁGIOS) Para acionamento por correias ou conexão direta. Equivalente ao arr. 1 mais base comum para o motor.

ARR.9 MOTOR NA CARCAÇA

ARR.9 MOTOR EM BASE COMUM

Para acionamento por correias. Rotor em balanço. Dois mancais sobre suportes internos. Motor na carcaça ou na base comum. Acionamento através da carenagem das correias.

Observação: Todas as orientações dos ventiladores podem ser horizontais ou verticais. 4-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 12

DESIGNAÇÃO PARA SENTIDO DE ROTAÇÃO E POSIÇÃO DE DESCARGA DE VENTILADORES CENTRÍFUGOS

Horário Descarga para cima H/90o

Horário Topo angular para cima H/135o

Horário Topo horizontal H/180o

Horário Topo angular para baixo H/225o

Horário Descarga para baixo H/270o

Horário Base angular para baixo H/315o

Horário Base inferior horizontal H/0o

Horário Base angular para cima H/45o

Anti-horário Descarga para cima AH/90o

Anti-horário Topo angular para cima AH/135o

Anti-horário Topo horizontal AH/180o

Anti-horário Topo angular para baixo AH/225o

Anti-horário Descarga para baixo AH/270o

Anti-horário Base angular para baixo AH/ 315o

Anti-horário Base inferior horizontal AH/0o

Anti-horário Base angular para cima AH/45o

Observações: 1. 2. 3. 4.

5.

A direção da rotação é determinada a partir do lado do acionamento do ventilador. Em ventiladores de simples aspiração, o lado do acionamento sempre é considerado o lado oposto da aspiração do ventilador. Em ventiladores de dupla aspiração com acionamento em ambos os lados, o lado do acionamento é aquele que tiver a unidade de acionamento com maior potência. O ângulo da descarga está relacionado ao eixo horizontal do ventilador, e sua designação é feita em graus a partir de tal eixo de referência padrão. O ângulo de descarga poderá ser qualquer ângulo intermediário, conforme a necessidade. Para o ventilador invertido para suspensão no teto ou instalação em parede lateral, a direção da rotação e da descarga é determinada com o ventilador em repouso no chão.

5-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 12

POSIÇÕES DO MOTOR PARA VENTILADORES CENTRÍFUGOS DE ACIONAMENTO POR CORREIA CONFORME NORMA AMCA 99-2407

A localização do motor é determinada posicionando-se de frente para o lado do acionamento do ventilador, e designando-se as posições do motor com as letras W, X, Y ou Z, conforme o caso.

6-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 12

POSIÇÕES DA CAIXA DE ASPIRAÇÃO PARA VENTILADORES CENTRÍFUGOS CONFORME NORMA AMCA 99-2405

360

45

315

315°

270

360° 45°

90°

270°

90

135°

225° 180°

135

225

180

Observações: 1. 2. 3.

4.

A linha de referência é o eixo do ventilador. A posição da caixa de aspiração e da entrada de ar para a caixa de aspiração é determinada a partir do LADO DE ACIONAMENTO DO VENTILADOR. A posição da caixa de aspiração é designada em graus no sentido horário do eixo vertical superior, como mostra a ilustração, e poderá ser qualquer ângulo intermediário que venha a ser necessário. As posições 135º a 225º podem interferir com estrutura do piso em alguns casos.

OTAM VENTILADORES INDUSTRIAIS LTDA. Av. Francisco S. Bitencourt, 1501 Fone: (51) 3364.5566 - Fax: (51) 3364.1264 Caixa Postal 7056 - CEP: 91150-010 - Porto Alegre - RS e-mail: [email protected] www.otam.com.br 7-7

BOLETIM TÉCNICO Nº 13

ROTAÇÃO CRÍTICA DOS EIXOS

Q

ualquer eixo rotativo, mesmo na ausência de carga externa, sofre flexão durante a rotação. O peso combinado de um eixo e de um rotor pode causar uma deflexão, que irá criar uma vibração ressonante em determinadas rotações, conhecida como Rotação Crítica.

L

1.1)

dst1= 5wL³ 384EI 1.2)

A magnitude da deflexão depende do seguinte: (a) rigidez do eixo e seu suporte (b) massa total do eixo e peças anexas a ele (c) desbalanceamento da massa com relação ao eixo da rotação (d) quantidade de amortecimento no sistema

L

dst1= wL³ 8EI (2)

Deflexão estática máxima somente devido à carga (dst2)

2.1)

Portanto, o cálculo da rotação crítica para o eixo dos ventiladores é necessário. Equação da Rotação Crítica (Nc) Existem dois métodos utilizados para calcular a rotação crítica, as Equações Rayleigh-Ritz e Dunkerley. Ambas as equações são aproximações à primeira freqüência natural de vibração, que é a velocidade crítica de rotação.

L/2

L

dst2 = WL³ 48EI 2.2)

W A

Em geral, a equação de Rayleigh-Ritz superestima e a equação de Dunkerley subestima a freqüência natural.

B

L

dst2=WB(L² - B²)³ ² 9 3 EIL

A equação ilustrada abaixo é a de Rayleigh-Ritz. A prática sugere que a rotação de operação máxima não deve exceder 75% da rotação crítica.

2.3)

W

W

A

Rotação Crítica, Nc= 30 g p dst

A

L

onde: g = aceleração da gravidade (9,81 m/s²) dst = deflexão estática máxima total

dst2=WA(3L² - 4A²) 24EI 2.4)

A rotação crítica depende da magnitude, da localização e do tipo de carga carregada pelo eixo, do comprimento do eixo, de seu diâmetro e do tipo de suporte de mancal.

W L

dst2 = WL³ 3EI

Deflexão Estática Máxima Total (dst) A deflexão estática máxima, dst, é obtida através da soma da deflexão estática máxima do eixo rotativo e da deflexão provocada pela carga.

(1)

W L/2

onde: w = W = E = I = L =

Deflexão estática máxima do eixo (dst1)

1-4

massa do eixo, kg massa do rotor, kg módulo de elasticidade, kg/m² para eixo SAE 1045 =200 x 108 kg/m² momento de inércia = pD4/64, m4 comprimento do eixo, m

BOLETIM TÉCNICO Nº 13

Tabela 1 Diâmetro do Eixo D (mm) 20 25 30 35 40 45 50 55 60 70

Momento de4 Inércia I (m ) 7,85 x 10-9 19,17 x 10-9 39,76 x 10-9 73,66 x 10-9 125,66 x 10-9 201,29 x 10-9 306,79 x 10-9 449,18 x 10-9 636,17 x 10-9 1178,59 x 10-9

Massa por Metro (kg/m) 2,47 3,85 5,51 7,99 9,87 13,00 15,40 18,70 22,20 30,20

Exemplo No. 1 (b) Dadas as seguintes especificações, encontre a rotação crítica.

dst2= WA(3L² - 4A²) 24EI

Modelo: Ventilador Tipo Duplex com Dois Mancais W

Ver figura 2.3

- 4(0,205)²] = 7,5(0,205)[3(1,37)² 24(200x10 8)(125,66x10 -9)

W

A

Deflexão a partir da carga somente (dst2)

A

=0,000139 m

(c)

L

Diâmetro do eixo, D Massa do rotor, W Comprimento do eixo, L Cota A Momento de inércia, I Módulo de elasticidade, E Massa do eixo, w

(a)

= 40 mm = 7,5 kg = 1,37 m = 0,205 m = 125,66 x 10-9 m4 = 200 x 108 kg/m2 =1,37 x 9,87 =13,52 kg (ver Tab.1)

dst = dst1 + dst2 = 0,00018 + 0,000139 = 0,000319 m (d)

Rotação crítica (Nc) NC=30 g p dst

Deflexão a partir do peso do eixo somente (dst1) dst1 = 5wL³ 384EI

Deflexão estática máxima total (dst)

Ver figura 1.1

9,81 =30 p 0,000319

5(13,52)(1,37)³ = 384(200x10 8 )(125,66x10-9)

=1675 rpm

=0,00018 m

Considerando um coeficiente de segurança de 25%, a rotação máxima de operação seria de: 1675 x 0,75 = 1256rpm 2-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 13

Exemplo No. 2

(c)

Verificar a rotação crítica de um ventilador triplex com dois mancais, sendo um lado do mancal em balanço.

Deflexão estática máxima total (dst) dst = dst1 + dst2 = 0,000109 + 0,000107 = 0,000216 m

Entre Apoios

Balanço

(d) Diâmetro do eixo, D Massa do rotor, W Momento de inércia, I Módulo de elasticidade, E

= 35mm = 5,4kg = 73,66 x 10-9 m4 = 200 x 108 kg/m2

Rotação crítica para o trecho entre apoios (Nc) NC=30 g p dst 9,81 =30 p 0,000216 =2.035 rpm

Verificação da rotação crítica no trecho entre apoios W

W

A

Considerando um coeficiente de segurança de 25%, a rotação máxima de operação seria de:

A

2.035 x 0,75 = 1526 rpm L

Cota A Cota L Massa do eixo, w

= 0,197m = 1,114m = 8,9kg

Verificação da rotação crítica no trecho em balanço W A

(a)

Deflexão a partir do peso do eixo (dst1) dst1 = 5wL³ 384EI 5(8,9)(1,114)³ = 384(200x10 8 )(73,66x10-9)

L

Cota A Cota L Massa do eixo, w

=0,000109 m

(b)

(a)

Deflexão a partir da carga somente (dst2)

= 0,5215m = 0,534m = 4,27kg

Deflexão a partir do peso do eixo (dst1) dst1= Wl³ 8EI

dst2= WA(3L² - 4A²) 24EI

=

- 40(0,197)²] = 5,4(0,197)[3(1,114)² 24(200x10 8 )(73,66x10-9)

4,27(0,534)³ 8(200x10 8 )(73,66x10-9)

=0,000055 m

=0,000107 m

3-4

BOLETIM TÉCNICO Nº 13

(b)

Considerando um coeficiente de segurança de 25%, a rotação máxima de operação seria de:

Deflexão a partir da carga somente (dst2) dst2= WA³ 3EI

1.980 x 0,75 = 1.485 rpm

5,4(0,5215)³ = 3(200x10 8 )(73,66x10-9)

Conclusão:

=0,000173 m

(c)

Deflexão estática máxima total (dst) dst = dst1 + dst2

=2.035 rpm =1.526 rpm

Trecho em Balanço Rotação Crítica Rotação de operação máxima

=1.980 rpm =1.485 rpm

Portanto, a rotação de operação máxima para este ventilador deve estar de acordo com o trecho em balanço, isto é, a menor rotação obtida, que é = 1.485 rpm.

= 0,000055 + 0,000173 = 0,000228 m

(d)

Trecho entre Apoios Rotação Crítica Rotação de operação máxima

Rotação crítica para o trecho entre apoios (Nc)

NC=30 g p dst 9,81 =30 p 0,000228 =1.980 rpm

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BOLETIM TÉCNICO Nº 14

TORQUE DE PARTIDA DO VENTILADOR

T

orque, também conhecido como o momento da força, é uma medida de energia exigida para iniciar a movimento de um corpo que gira sobre um eixo fixo, no qual a força está agindo.

estruturas, tamanhos de carcaça, número de pólos e custo do motor. A Tabela 1 apresenta aproximações para o tempo de partida do motor. Para o tempo real de partida, é necessária uma série de outros cálculos, que não serão apresentados aqui.

Quando o motor dá a partida, ele possui um torque relativamente alto, geralmente de 1,5 a 2,5 vezes o torque de plena carga, dependendo do tipo de máquina sendo acionada; porque a freqüência de partidas, a temperatura, o tipo e a quantidade de lubrificante, etc., e outras variáveis devem ser levadas em consideração. Durante o período de partida, o torque inicialmente apresenta uma ligeira queda para o torque mínimo e, então, sobe para o torque máximo, caindo novamente, conforme representado na Fig. 1.

Tabela 1 Número de pólos 2 4 6 8

Equação do Torque de Partida Torna-se, portanto, necessário calcular o torque de partida do ventilador. Isso nos habilita a determinar se o motor selecionado é capaz de produzir torque suficiente para levar o ventilador da rotação zero até a rotação de operação, sem exceder suas limitações de projeto.

O tempo de partida do conjunto motor/ventilador nunca pode ser maior que 80% do tempo de rotor bloqueado informado no catálogo do motor. Fórmulas para Cálculo do Torque de Partida (1)

Ts = J x a g

Momento de inércia do ventilador; JF = PD² = M x (R² + r²) kgm² 4 2

Onde: J= momento total de inércia, kgm² a= aceleração angular, rad/s² g= aceleração por gravidade (9,81 m/s²)

%

Tempo de Partida (s) 3-4 4-6 4-8 5 - 10

(2)

Momento de inércia da polia; JFP , JMP = m x R² kgm² 2

(3)

Torque

Momento de inércia total; J MP

200 -

JF

150 100 nM

n1n0

Rotação

JM

nF J FP

Tempo de Partida do Motor O tempo de partida de um motor de indução é o fator mais crítico, pois um período de partida excessivamente longo provoca um aumento de temperatura prejudicial ao motor. Não há qualquer tempo de partida padrão que possamos seguir; ele varia de acordo com fabricantes diferentes,

² J =(J F + J FP) x nF + JMP+ J M kgm² nM

( (

1-3

BOLETIM TÉCNICO Nº 14

(4)

Velocidade angular, w = 2pn M rad/s 60

(5)

Aceleração angular, a = w/t S rad/s²

(6)

Torque de partida, Ts = J x a Kgfm g

Momento de inércia do motor, JM Torque de partida do motor, TM Diâmetro da polia do ventilador Peso da polia do ventilador Diâmetro da polia do motor Peso da polia do motor Velocidade real do ventilador PD² do ventilador

(1)

onde: m R r JFP

= massa do rotor/polia, kg = raio externo do rotor/polia, m = raio interno do rotor/polia, m =momento de inércia da polia do ventilador, kgm² JMP =momento de inércia da polia do motor, kgm² JM =momento de inércia do motor, kgm² nF = velocidade de rotação do ventilador, rpm nM =velocidade de rotação do motor, rpm tS =tempo de partida do motor, s

Momento de inércia do ventilador; JF = PD² = 105 = 26,3kgm² 4 4

(2)

Momento de inércia da polia do ventilador; J FP = m x R² = 12,1 x 0,255² 2 2 =0,31 kgm²

(3)

Momento de inércia da polia do motor; J MP = m x R² = 5,5 x 0,125² 2 2

Exemplo

=0,4 kgm² (4)

Considerando-se as seguintes especificações: vazão 70.000 m3/h e pressão estática 450 Pa, selecione um ventilador adequado.

Momento de inércia total; ² J =(JF + J FP ) x nF + JMP+ JM nM ² =(26,3 + 0,31) x 808 + 0,04 + 0,19 1455

( ( ( (

Solução

= 8,44 kgm²

Ventilador selecionado = RSD 1000 Rotação do ventilador, nF = 747 rpm potência absorvida = 17,3 kW potência instalada = 22 kW (inclui 20% de perdas para transmissão de potência; outros fatores não considerados)

(5)

Velocidade angular; w = 2pn M = 2p(1455) = 152,4 rad/s 60 60

Pergunta

(6)

Podemos selecionar um motor de 4 pólos? Ele consegue dar a partida no ventilador? Verifique o torque de partida.

Aceleração angular; a = w/t S= 152,4/4 = 38,1rad/s²

(7)

Do Fabricante do Motor: Rotação do motor Tempo de partida

= 0,19 kgm² = 30,9 kgfm = 450 mm = 12,1 kg = 250 mm = 5,5 kg = 808 rpm = 105 kgm²

Torque de partida; Ts = J x a = 8,44 x 38,1 = 32,8 kgfm g 9,81

= 1455 rpm = 4s 2-3

BOLETIM TÉCNICO Nº 14

O motor selecionado deve apresentar um torque de partida no mínimo igual ou maior do que o torque de partida da carga no ponto de operação. Uma vez calculado Ts >TM, o motor de 4 pólos não é adequado para este caso.

(4)Momento de inércia total; ² J =(JF + J FP ) x nF + JMP+ JM nM ² =(26,3 + 0,31) x 761 + 0,124 + 0,488 965

( (

( (

= 17,16 kgm² Experimentar um motor de 6 pólos? Do Fabricante do Motor:

(5)

Rotação do motor Tempo de partida Momento de inércia do motor, JM Torque de partida do motor, TM Diâmetro da polia do ventilador Peso da polia do ventilador Diâmetro da polia do motor Peso da polia do motor Velocidade real do ventilador PD² do ventilador

w = 2pn M = 2p(965) = 101,1 rad/s 60 60

= 965 rpm = 5s = 0,488 kgm² = 46,62 kgfm = 450 mm = 12,1 kg = 335 mm = 7,8 kg = 761 rpm = 105 kgm²

(6)

Momento de inércia do ventilador;

Torque de partida; Ts = J x a =17,16 x 20,22 = 35,4 kgfm g 9,81

JF = PD² = 105 = 26,3kgm² 4 4 (2)

Aceleração angular; a = w/t S = 101,1/5 = 20,22rad/s²

(7) (1)

Velocidade angular;

Uma vez calculado Ts < TM , o motor de 6 pólos selecionado será adequado para a operação.

Momento de inércia da polia do ventilador; J FP = m x R² = 12,1 x 0,255² 2 2 =0,31 kgm²

(3)

Momento de inércia da polia do motor; J MP = m x R² = 7,8 x 0,178² 2 2 =0,12 kgm²

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BOLETIM TÉCNICO Nº 15

FUNDAMENTOS DE RUÍDO Nível de Potência sonora or definição, a potência sonora é o taxa em que a energia acústica é irradiada a partir de uma fonte sonora. Pode ser expressa em Watts ou em decibéis.

energia. O nível de pressão sonora é proporcional, em campo livre, à pressão sonora dividida pela pressão sonora de referência (ao quadrado) sendo portanto: ² L P =10 log10 p dB p0²

P

( (

O nível de potência sonora (Lw) é definido como a razão logarítmica da potência sonora emitida dividida por uma potência sonora de referência. L W =10 log10

onde po, a pressão sonora de referência, é 2 x 10-5 Pa para ruído transmitido pelo ar.

( WW ( dB

Enquanto que os níveis de potência sonora não podem ser medidos diretamente, o nível de pressão sonora, em determinada localização, pode ser medido. No entanto, o nível de pressão sonora não é um meio conveniente de especificação do índice de ruído de um equipamento, uma vez que depende do ambiente em que o equipamento está localizado e a localização da estação de medição em relação ao equipamento. Se níveis de pressão sonora forem usados para especificar índices de ruído do equipamento, então o ambiente acústico em que o equipamento for testado e a localização da estação de medição devem ser referenciados.

0

onde: W = potência sonora Wo = potência sonora de referência = 10-12 Watts A Tabela 1 é uma listagem da potência sonora e do nível de potência sonora equivalente para fontes acústicas comuns. Fonte

Níveis de Potência (dB re 10-12 W)

Foguete Saturno Motor de turbo-jato com pós combustão Motor de turbo-jato, impulsão de 7000 lb Avião de linha com 4 propulsores Orquestra com 75 instrumentos Martelo grande de rebarbamento Buzina de carro Rádio hi-fi Voz, gritando (média) Escritório Voz, nível de conversação Quarto Sussurro

Potência (W)

180 170

1.000.000 100.000

160

10.000

140 130 120 110 100 90 80 70 60 50

100 10 1 0,1 0,01 0,001 0,0001 0,00001 0,000001 0,0000001

Nível de Intensidade Sonora A potência acústica passando através de uma área unitária é definida como a intensidade sonora. Pode ser expressa em W/m². Já que ondas sonoras irradiam esfericamente a partir de uma fonte pontual, a intensidade sonora diminui pelo quadrado da distância. Quanto mais longe da fonte, menos energia por unidade de área. O Nível de Intensidade Sonora é definido como: L 1 =10 log 10

( ll ( dB 0

A potência sonora é um parâmetro significativo para especificar o desempenho acústico de um componente de equipamento que emita ruído. Independe do ambiente em que o equipamento está localizado; porém, não pode ser medida diretamente.

onde: I = intensidade Io = intensidade de referência = 10-12 W/m² Decibéis Trata-se de uma unidade matemática usada para expressar o nível da potência sonora ou pressão sonora.

Nível de Pressão Sonora É a pressão acústica em um ponto do espaço em que o microfone ou o ouvido do ouvinte estiver localizado. Pode ser expressa em unidade de pressão ou em decibéis. O decibel é uma expressão logarítmica da razão de 1 - 10

BOLETIM TÉCNICO Nº 15

A unidade "bel" é usada em engenharia de telecomunicações como uma unidade adimensional para a razão logarítmica de duas quantidades de potência. O decibel representa um décimo de um bel. Portanto: Potência Sonora L =10 log 10 Potência Sonora de Referência

[

Outro método popular e fácil de usar, porém menos acurado, para combinação de níveis de decibéis, utiliza o gráfico apresentado na Fig. 1.

[

Fig.1- Gráfico para Combinar ou Adicionar Níveis Sonoros 3 Decibéis a Adicionar ao Maior dos Dois Níveis Sonoros

Combinando Decibéis Na maioria dos ambientes industriais, o som é emitido a partir de mais de uma fonte ou em freqüências diferentes, e é necessário que se calcule o nível de pressão total ou cumulativo ou, em alguns casos, o nível de potência sonora. Obviamente, uma vez que as escalas em decibéis são logarítmicas por natureza, elas não podem ser somadas algebricamente. Por exemplo, se o nível de pressão sonora de uma máquina em determinado ponto for de 70 dB e uma segunda máquina for ligada, também produzindo um nível sonoro de 70 dB, o nível sonoro combinado não é de 140 dB, que é quase o nível sonoro a poucos metros da decolagem de um Boeing 747.

(

n

L P , i /10

i=1

n

L P , i /10

i=1

=10 log 10 =10 log 10

86/10

8.6

84/10

8.4

+ 10

4

6

8

10

12

14

Diferença entre os dois níveis: = 81 dB- 75 dB = 6 dB. De acordo com a Fig. 1 em 6, a curva passa pela ordenada de 1 dB. Adicione 1 dB ao mais alto dos dois níveis: = 81 dB + 1 dB = 82 dB, é o nível combinado.

+ 10 8.9

2

O nível de ruído de um ventilador centrífugo pequeno é de 75 dB. O nível de um ventilador maior adjacente é de 81 dB. Qual é o nível combinado?

( dB

+ 10

0,5

Exemplo

Mais do que dois níveis desiguais podem ser combinados tomando-se as combinações em pares, conforme ilustra o exemplo seguinte. Exemplo Quatro fontes distintas possuem níveis de ruído LP de 81, 75, 75 e 73 dB, respectivamente. Qual é o nível de ruído total?

(

+ 10

1

Diferença dos Níveis Sonoros

Três ventiladores produzem, a determinada distância, níveis de ruído de 86, 84 e 89 dB quando operados individualmente. Qual é o nível sonoro cumulativo no ponto determinado se todos estiverem operando ao mesmo tempo?

( ( 10 ( 10

1,5

0

Exemplo

L P , t=10 log 10 S 10

2

0

Para desenvolver um método que combine estes valores de níveis, permita que LP1, LP2, LP3, ..., LPn sejam os níveis de pressão sonora n a serem combinados para produzir o nível de pressão sonora total ou cumulativo, e use a seguinte expressão a fim de determinar o nível de pressão sonora total, Lpt L P , t=10 log10 S 10

2,5

89/10

Se tomássemos o primeiro par, 81 dB e 75 dB, o nível combinado seria 82 dB, como vimos no exemplo anterior.

(

(

= 91dB 2 - 10

BOLETIM TÉCNICO Nº 15

Fig. 3 - Combinando Bandas de 1/3 de Oitava para Obter Nível Sonoro de Banda de Oitava

Para o segundo par, 75 dB e 73 dB, a diferença é 2 dB e, de acordo com o gráfico da Fig. 1, o número de decibéis a ser acrescentado ao maior nível é de 2 dB. Portanto, 75 dB + 2 dB = 77 dB.

Frequência Central de Banda de 1/3 de Oitava 1600

Agora temos os níveis combinados resultantes, 82 dB e 77 dB, para combinar. A diferença = 82 dB- 77 dB = 5 dB. A partir do gráfico na Fig. 1, o número de decibéis a ser acrescentado ao maior nível é de aproximadamente 1,5 dB. Assim, 82 dB + 1,5 dB = 83,5 dB.

Lp

90

(-2)

2000

2500

92

93

Hz

+2, 2 94,2

(-1)

93

(+ 2,6 ) 96,8 db

A Fig. 2 apresenta um formato recomendado para realizar esta soma recursiva. Observe que as diferenças entre os níveis estão entre parênteses e que os números a serem adicionados, de acordo com o gráfico, estão inseridos como mneumônicos.

Conforme ilustrado na Fig. 3, os níveis são combinados de acordo com a Fig. 1, e o nível na banda de oitava total, na faixa de 2000Hz é de 96,8 dB.

Fig. 2 - Formato Recomendado para Combinar Níveis Sonoros

Lp

81

(-6)

75

75

+1 82

(-2)

Torna-se óbvio, de acordo com o exemplo precedente, que, se níveis sonoros para todas as 24 bandas de um terço de oitava de 50 a 10000Hz fossem combinados, em grupos de três, sobre as freqüências centrais de banda de oitava, uma análise da banda de oitava seria obtida. Esta é uma exigência comum em controle de ruído.

73

+2 (-5)

77

+ 1, 5 83,5 db

De modo semelhante, o nível de potência sonora combinado ou total cumulativo, LWt de n níveis de potência sonora é:

A partir deste exemplo, fica claro que o método recursivo pode ser estendido a qualquer número de níveis sonoros. Existem alguns "truques" para economizar tempo. Quando dois níveis são iguais, sua soma é apenas 3 dB maior, e quando a diferença exceder 10 dB ou mais, a contribuição do nível menor é inferior a 0,5 dB. Na maioria dos problemas de controle de ruído, níveis de ruído combinados ou medidos podem ser arredondados para o inteiro mais próximo com erro negligenciável.

(

n

L W, i /10

L W , t=10 log 10 S 10 i=1

( dB

onde LWt é o i-ésimo decibel de nível de potência sonora. Observando-se a semelhança com a equação para nível de pressão sonora total, Lpt, o método do gráfico discutido há pouco é igualmente aplicável para combinar níveis de potência sonora.

Um outro erro que freqüentemente ocorre, no controle de ruído, refere-se à combinação de níveis de um terço de oitava para obter níveis de oitava. Considere o seguinte exemplo.

Freqüentemente é desejável combinar níveis de ruído iguais. Para este caso especial, o gráfico apresentado na Fig. 4 pode ser muito útil. Este gráfico pode ser muito valioso na avaliação do impacto da operação de várias máquinas idênticas na mesma área.

Exemplo Os níveis de pressão sonora de um terço de oitava para as bandas 1600, 2000, e 2500 Hz eram, respectivamente, 90, 92 e 93 dB, de acordo com a Fig. 3. Quais são os níveis sonoros combinados para a banda de oitava cuja freqüência central é 2000 Hz? 3 - 10

BOLETIM TÉCNICO Nº 15

Uma vez que temos quatro conjuntos de 6 ventiladores, o aumento, de acordo com a Fig. 4, é de 6 dB; ou seja, 82,8 dB + 6 dB = 88,8 dB.

Fig. 4 - Gráfico para Combinar Níveis Sonoros Iguais

10

ESPECTRO DE FREQÜÊNCIA

Incremento (dB)

8

O intervalo de freqüência, ou o espectro, de maior interesse na engenharia de controle de ruídos varia de aproximadamente 50 a 20000 Hz. Devido ao amplo intervalo de variação, engenheiros acústicos concordam, para fins de análise, em dividir o espectro em bandas geometricamente relacionadas e fáceis de usar.

6 4 2 0

2

3 4 5 6 NÚMERO DE FONTES

7 8 9 10

Bandas de Oitava Uma oitava é um intervalo de freqüência entre dois sons cuja razão de freqüências é 2, por exemplo, de 707 a 1414 Hz. Uma banda de oitava inclui todas as freqüências entre as duas extremidades de freqüência. O intervalo de freqüência sonora que pode ser ouvido é dividido convencionalmente em oito bandas de oitava.

Exemplo O nível de ruído de um ventilador centrífugo pequeno a 1 m é de 88 dB. Qual é o nível de ruído combinado a 1 m se quatro ventiladores forem operados em proximidade? Número de fontes = 4 De acordo com Fig. 4, aumento em dB = 6 dB Nível combinado = 88 dB + 6 dB = 94 dB

A Tabela 2 fornece as freqüências centrais e os limites de banda de oitava que foram padronizados através de acordo internacional. A Fig. 5a mostra um exemplo de plotagem de nível de banda de oitava como função da freqüência.

O gráfico na Fig. 4 foi construído de acordo com a seguinte equação em um intervalo de 0 a 10:

Bandas de 1/3 de Oitava Quando informações mais detalhadas do que as fornecidas por uma análise de banda de oitava forem necessárias, uma análise de banda de 1/3 de oitava poderá ser aplicada.

Incremento em dB = 10 log10 (N) dB onde N é o número de fontes. Exemplo

A Tabela 3 fornece as freqüências centrais e o limite de banda de bandas de 1/3 de oitava que foram padronizados por convenção internacional. A Fig. 5b nos mostra um exemplo de plotagem de medição de ruído em bandas de 1/3 de oitava.

No teto de uma "sala limpa", 24 ventiladores pequenos deverão ser instalados como parte de um sistema de filtragem de pó. Calcule os níveis combinados (pior caso) dos sopradores se cada um produz 75 dB . Incremento em dB = 10 log10 (24) = 13,8 dB Considerando que um ventilador produz 75 dB, o nível combinado = 75 + 13,8 = 88,8 dB Alternativamente, 24 fontes podem ser consideradas como quatro conjuntos de 6 ventiladores. De acordo com a Fig. 4, o nível de incremento é de 7,8 dB para 6 ventiladores, portanto, o nível combinado = 75 dB + 7,8 dB = 82,8 dB. 4 - 10

BOLETIM TÉCNICO Nº 15

Tabela 2

Bandas de oitava ANSI (Valores Calculados Arrebatados)

As Bandas de Oitava mais freqüentemente usadas são definidas por Normas ANSI para Filtros de Bandas de Oitava ou 1/3 de Oitava

Banda Nº (AMCA) Banda Nº (ANSI)

1 18

2 21

3 24

4 27

5 30

6 33

7 36

8 39

Freqüência Central, Hz Freqüência Superior, Hz Freqüência Inferior, Hz Largura de Banda, Hz

63 90 45 45

125 180 90 90

250 355 180 175

500 710 355 355

1000 1400 710 690

2000 2800 1400 1400

4000 5600 2800 2800

8000 11200 5600 5600

Tabela 3

Bandas de 1/3 de Oitava ANSI (Valores Calculador Arrebatados)

As Bandas de 1/3 de Oitava mais freqüentemente usadas são definidas por ANSI S1.6 - 1984 e S1.11 - 1986

Banda Nº1 (AMCA)

Banda Nº2 (AMCA)

Banda Nº3 (AMCA)

Banda Nº (ANSI)

17

18

19

20

21

22

23

24

25

26

27

28

Freqüência Central, Hz Freqüência Superior, Hz Freqüência Inferior, Hz Largura de Banda, Hz

50 56 45 11

63 71 56 15

80 90 71 19

100 112 90 22

125 140 112 28

160 180 140 40

200 224 180 44

250 280 224 56

315 355 280 75

400 450 355 95

500 560 450 110

630 710 560 150

Banda Nº5 (AMCA) Banda Nº (ANSI)

29

Freqüência Central, Hz Freqüência Superior, Hz Freqüência Inferior, Hz Largura de Banda, Hz

800 100 1250 900 1120 1400 710 900 1120 190 220 280

30

31

Banda Nº7 (AMCA)

Banda Nº6 (AMCA) 32 1600 1800 1400 400

33

34

2000 2500 2240 2800 1800 2240 440 560

Fig. 5a - Exemplo de Plotagem de Medição de Ruído por Bandas de Oitava

36

37

38

39

40

3150 3550 2800 750

4000 4500 3550 950

5000 5600 4500 1100

6300 7100 5600 1500

8000 9000 7100 1900

10000 11200 9000 2200

Fig. 5b - Exemplo de Plotagem de Medição de Ruído por Bandas de 1/3 de Oitava

NÍVEL PARA BANDA 1/3 DE OITAVA (dB re 2,0 x 10-5Pa)

90

80

70

60

50

40

120

250

500

31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42

100

90

80

70

60

50

5

63

Banda Nº8 (AMCA)

35

16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30

NÍVEL DE PRESSÃO SONORA (dB re 2.0 x 10-5Pa)

Banda Nº4 (AMCA)

1

2

6

1

2

6

1

100 1000 10000 FREQÜÊNCIA CENTRAL 1/3 DE OITAVA (Hz)

1000 2000 4000 8000

FREQÜÊNCIA CENTRAL BANDA DE OITAVA(Hz)

5 - 10

BOLETIM TÉCNICO Nº 15

Outra Banda de Oitava? Não se deve inferir desta discussão que as bandas de oitava e de 1/3 de oitava sejam as únicas escalas geométricas usadas atualmente por engenheiros acústicos. Certamente, as escalas geométricas de ½ de oitava e 1/10 de oitava são usadas, porém, apresentam aplicações bastante limitadas e especiais.

Escala de ponderação C - para simular a resposta do ouvido humano ao som de nível de pressão alta, e fornece resposta aproximadamente igual em todas as freqüências. Escala de ponderação D - para simular a resposta do ouvido humano ao ruído de avião. Escala de ponderação E - é uma ponderação proposta para possibilitar a mensuração do nível de ruído percebido (PNL), determinado acuradamente de acordo com as leituras de nível de pressão sonora em bandas de 1/3 de oitava.

Escala de Ponderação de Freqüência Por definição, uma escala de freqüência ponderada simplesmente é uma tabela de correções que é aplicada a níveis de pressão sonora, com base na energia, como uma função da freqüência. A Fig. 6 apresenta as correções para diferentes ponderações em um intervalo de 20 a 20000 Hz. Escalas de ponderação comuns são A, B, C e D.

A escala A é o sistema mais amplamente usado devido à sua correlação excelente com testes realizados. As Escalas B e C foram baseadas em experimentos que incorporaram tons puros, que não são normalmente encontrados em aplicações de ventiladores.

Escala de ponderação A - para simular a resposta do ouvido humano ao som de nível de pressão baixa. Escala de ponderação B - para simular a resposta do ouvido humano ao som de nível de pressão média.

Fig. 6 - Característica da Resposta de Freqüência das Ponderações em Medidores de Nível de Ruído

90

RESPOSTA RELATIVA EM DECIBÉIS

10

D A

0 C

BeC

B

-10

D

-20

-30 A -40

-50

20

50

100

200 500 1000 2000 FREQÜÊNCIA EM HERTZ

6 - 10

5000

10000 20000

BOLETIM TÉCNICO Nº 15

PROPAGAÇÃO DO SOM

O nível de pressão sonora é, então, 73 dB a 20m.

Uma das perguntas mais freqüentemente formuladas quanto ao controle de ruído é: Dada uma fonte sonora no ponto A, qual é o nível sonoro no ponto B? Para responder esta pergunta e outras de natureza semelhante, deve-se ter uma compreensão das propriedades básicas da propagação do som. O termo “básico” aqui usado não deve inferir em simplicidade. As características de radiação da maioria das fontes sonoras são geralmente complexas, e a grande variedade de superfícies de reflexão, especialmente nos ambientes industriais e públicos, ainda acrescentam complexidade ao campo sonoro.

A equação pode ser colocada de outra forma útil como segue: Permita que LP,1 e LP,2 sejam a pressão sonora a uma distância radial r1 e r2 respectivamente, conforme mostrado na Fig. 7. A pressão sonora em r1 e r2 é: L P,1= L W - 20log 10 (r1) - 11

dB

L P,2= L W - 20log 10 (r2) - 11

dB

Fig. 7 - Fonte Pontual Irradiando Fonte Pontual

r1 Fonte Pontual A fonte sonora mais básica é chamada de fonte pontual. Em sua forma mais elementar, a fonte pontual é freqüentemente comparada a uma esfera pulsante. A pulsação rápida produz um deslocamento de moléculas e uma flutuação de pressão dinâmica correspondente. Uma vez que as frentes de onda geradas com cada pulsação sempre ocorrem em fase, o movimento da onda resultante diverge uniformemente numa forma esférica.

r

Subtraindo-se as duas equações e observando que o nível de potência sonora LW para a fonte é o mesmo, obtemos: L P,1 - L P,2 = 20log10 (r2 ) - 20log10 (r1 ) = 20log10 r2 1r

( )

Uma relação útil entre o nível de pressão sonora Lp e o nível de potência sonora LW é dada por: L P = L W - 20log 10 (r) - 11

r2

ou reescrevendo, L P,2 = L P,1 - 20log10 r2 r1

( )

dB

onde:

dB

Desta forma, a dependência do nível de potência sonora, que não pode ser medida, é eliminada. Se medirmos o nível de pressão sonora LP,1 em r1, podemos calcular o nível de pressão sonora LP,2 em qualquer distância r2 na mesma linha radial.

LW= nível de potência sonora da fonte pontual (re 1012 W) r = distância radial a partir da fonte (m) O termo constante foi arredondado para o decibel mais próximo.

Exemplo

Exemplo

O nível de pressão sonora medido a 5 pés de uma fonte sonora de radiação é 98 dB. Qual é o nível de pressão sonora a 20 pés ao longo da mesma linha radial?

Uma pequena fonte, cujo nível de potência sonora LW é 110 dB, está pendurada livremente ao ar livre. Qual é o nível de pressão sonora a 20 m da fonte? Nível de pressão sonora, LP é dado por: L P = L W - 20log 10 (r) - 11

L P (a 20pés) = L P (a 5 pés) - 20log 10 20 5 = 98 - 12 = 86 dB

( )

dB

= 110 - 20log 10 (20) - 11 = 110 - 26 - 11 = 73 dB 7 - 10

BOLETIM TÉCNICO Nº 15

É interessante observar que, se tomarmos o caso especial de r2/r1 = 2, a diferença entre os níveis de pressão sonora é de 6 dB.

L P, 30° = 75 dB

L P,1 - L P,2 = 20log10(2) ~ = 6 dB

L P,re = 100 - 20log 10 (10) - 11 = 100 - 20 - 11 = 79 dB

Uma vez que r2 /r1 = 2 corresponde ao dobro da distância da fonte, temos a origem da regra freqüentemente citada " 6 dB para duplicar a distância." Vale observar, no entanto, que, para distâncias suficientemente grandes, a maioria das fontes podem ser consideradas uma fonte pontual, e isso resulta em radiação esférica para resultados de primeira ordem.

DI 30° = L P,q - L P, re = 75 - 79 = 4 dB Se o nível de pressão sonora a 30º e raio de 10 m tivesse sido de 85 dB, o índice seria DI 30° = 85 - 79 = + 6 dB Se os padrões de irradiação não forem extremamente direcionais, digamos menos que ±6 dB, uma forma mais útil e simplificada de equações pode ser escrita a fim de se obter uma boa aproximação de primeira ordem do campo sonoro:

A maioria das fontes sonoras, encontradas em ambientes industriais e públicos, não são nãodirecionais. Para considerar a direcionalidade, um termo DIq deve ser adicionado à equação de propagação básica que acrescenta consideravelmente à sua generalidade. L P = L W + Dl q - 20log 10 (r) - 11

L P = L W - 20log 10 (r) + (L P,q- L P ) - 11 dB

dB

onde: Onde DIq = índice de direcionalidade.

LP,q =

Mais especificamente, o índice de direcionalidade é normalmente definido conforme segue:

_ LP = média dos níveis de pressão sonora medidos em 12 ou mais pontos eqüidistantes circunferencialmente ao redor da fonte

Dlq = L P, q - L P,re

dB

nível de pressão sonora medido a uma distância radial r e ângulo q

Onde, Exemplo:

LP,q = nível de pressão sonora medido na distância r e ângulo q a partir de uma fonte de potência sonora W irradiando em um espaço livre. LP,re = nível de pressão sonora medido na distância r a partir de uma fonte pontual não diretiva de potência W irradiando em um espaço livre.

O nível de potência acústica de um ventilador axial é de 112 dB. O fator de direcionalidade em um ângulo de 40º a partir da linha de centro, obtido por 12 medidas circunferenciais é de +4dB. Qual é o nível de pressão sonora a uma distância de 10m no mesmo ângulo?

Observe-se que o índice de direcionalidade é algébrico, ou seja, positivo ou negativo.

L P = 112 - 20log10 (10) + 4 - 11 = 112 - 20 + 4 - 11

Exemplo:

= 85 dB

Uma fonte de nível de potência sonora de 100 dB irradia em um espaço livre. O nível de pressão sonora a 10 m e ângulo de 30º é de 75dB. Qual é o índice de direcionalidade para 30º? Admitindo radiação uniforme 8 - 10

BOLETIM TÉCNICO Nº 15

Um outro fator que pode influenciar grandemente a direcionalidade de uma fonte pontual irradiante, e que deve ser levado em consideração, é a presença de superfícies refletoras. Por exemplo, se uma fonte pontual sonora de potência acústica W fosse colocada em uma superfície refletora dura, digamos que no centro de um estacionamento, duas vezes a quantidade de energia prevista seria irradiada em qualquer direção. Ou seja, o campo sonoro conteria energia sonora refletida do asfalto e também a energia sonora irradiada diretamente para um observador. Sendo assim, em um hemisfério hipotético acima do plano refletor, a intensidade sonora seria duplicada e, para um observador, pareceria que a potência acústica da fonte também fora duplicada.

instalado (1) na parede, (2) em uma parede perto do chão e (3) na base da parede perto do canto da sala? (1) Para a instalação no meio da parede, temos irradiação hemisférica (Fig. 8b): Q=2 ~ 3 dB DI = 10log10 (2) = Então o nível de pressão sonora a 2 m, L r = 110 + 3 - 20log10 (2) - 11 = 110 + 3 - 6 - 11 = 96 dB

Portanto, para considerar a presença de superfícies refletoras, um fator de direcionalidade geralmente simbolizado como Q é definido segundo o índice de direcionalidade como segue:

(2)

Com o aparelho de ar condicionado perto do chão, isto é, na junção de dois planos (Fig. 8), Q = 4 e o DI é: ~ 6 dB DI = 10log10 (4) =

DI = 10log10 (Q) dB A Fig.8 ilustra os valores para o fator de direcionalidade Q e os índices DI de direcionalidade correspondentes para algumas localizações de fonte sonora comuns.

De novo, o nível de pressão sonora a 2 m, L r = 110 + 6 - 20log10 (2) - 11 = 110 + 6 - 6 - 11 = 99 dB

Fig. 8 - Exemplos de Planos Reflexivos

Observe que a colocação perto do chão aumentou o nível de ruído em 3 dB, de 96 para 99 dB. De acordo com as considerações de potência sonora isso é o que devemos esperar, uma vez que a intensidade duplicou. a)

c)

Q=1 Dl = 0

b)

Q=4 Dl = 6 dB

d)

Q=2 Dl = 3 dB

(3)Com relação à localização do aparelho de ar condicionado em um canto, o fator de direcionalidade seria Q = 8, conforme ilustra a Fig. 8. Conseqüentemente, o DI = 9 dB e o nível resultante a 2 m é: L = 110 + 9 - 20log10 (2) - 11

Q=8 Dl = 9 dB

= 110 + 9 - 6 - 11 = 102 dB

Exemplo Observe novamente que o nível de pressão sonora aumentou 3 dB com relação à instalação no chão e 6 dB com relação à instalação no meio da parede.

O nível de potência sonora total de um ar condicionado é de 110 dB. Qual é o nível de pressão sonora a 2 m se o aparelho de ar condicionado for 9 - 10

BOLETIM TÉCNICO Nº 15

É fácil perceber que as características de propagação de uma fonte pontual podem ser fortemente influenciadas por elementos refletores comuns tanto em ambientes industriais quanto públicos. Entretanto, se a direcionalidade da fonte e a localização relativa às superfícies refletoras forem consideradas, uma aproximação útil e bastante precisa das propriedades de propagação pode ser obtida.

Uma expressão mais genérica e útil para a divergência do nível de pressão sonora de uma fonte em linha é: L P,2 = L P,1 - 10log 10

( rr ) (r < r ) 2 1

1

2

dB

onde: LP,2 = nível de pressão sonora na distância radial r2 (dB) LP,1 = nível de pressão sonora na distância radial r1 (dB)

Fonte em Linha Outro tipo de fonte comum em indústrias é a fonte em linha. A Fig. 9 ilustra uma fonte em linha de irradiação e padrões frontais de ondas cilíndricas correspondentes associadas.

Exemplo O nível de ruído a 10m de um cano longo carregando vapor em alta velocidade era de 95 dBA. Qual é o nível de ruído a 100m?

Fig. 9 - Frente de Onda Cilíndrica Divergente de uma Fonte em Linha

Frente de Onda Cilíndrica Divergente

L P,2 =95 - 10log10 100 10 =95 - 10 =85 dbA

( )

Fonte em Linha

r

h

Aqui, mais uma vez, dado um nível de pressão sonora, que é fácil de medir, numa dada distância radial, o nível sonoro em qualquer distância pode ser calculado. Deve-se também observar que no exemplo do nível de ruído total, esse foi ponderado na escala A. Isto pode ser feito geralmente com erro negligenciável, desde que não haja quaisquer influências no meio que alterem a propagação espectralmente, isto é, com respeito à freqüência.

Dois exemplos comuns de fontes em linha são uma rodovia de tráfego intenso e o ruído de um cano longo cheio de vapor em alta velocidade. O índice de divergência radial de uma fonte em linha é muito menor do que o índice para uma fonte pontual. Na seção anterior, vimos que o índice de divergência para uma fonte pontual era de 6 dB por duplicação de distância. Para uma fonte em linha, o nível de pressão sonora cai apenas 3 dB por duplicação de distância radial, ou metade do índice de uma fonte pontual.

OTAM VENTILADORES INDUSTRIAIS LTDA. Av. Francisco S. Bitencourt, 1501 Fone: (51) 3364.5566 - Fax: (51) 3364.1264 Caixa Postal 7056 - CEP: 91150-010 - Porto Alegre - RS e-mail: [email protected] www.otam.com.br 10 - 10

BOLETIM TÉCNICO Nº 16

EFEITOS DO SISTEMA NA APLICAÇÃO DE VENTILADORES INDUSTRIAIS

O

desempenho de ventiladores industriais é o item de maior preocupação dos fabricantes. A confecção de curvas de catálogo deve refletir esta preocupação representando da melhor maneira, o comportamento aerodinâmico do modelo testado. Feita a curva, devem ser tomadas providências para que as folgas e tolerâncias de

fabricação do modelo testado tenham repetibilidade nos exemplares produzidos na linha de montagem. Pode o ventilador, ainda assim, apresentar desempenho insatisfatório na instalação? A resposta é sim, e as várias alternativas para explicar este fato serão abordadas a seguir.

TESTES DE VENTILADORES

V

entiladores são testados em arranjos que simulam uma instalação. Existem quatro tipos padronizados de instalações:

Devido ao fato de que é impraticável testar todos os tamanhos de ventiladores de uma determinada linha em todas as rotações possíveis, os fabricantes utilizam as chamadas "Leis dos Ventiladores". Elas são uma série de equações que permitem calcular com boa precisão o desempenho de um ventilador em outras rotações, tamanhos e densidades. Estas equações tem origem na Teoria Clássica de Mecânica de Fluidos e só se aplicam ao mesmo "ponto de operação".

Tipo A: aspiração e descarga livres; Tipo B: aspiração livre e descarga dutada; Tipo C: aspiração dutada e descarga livre; Tipo D: aspiração e descarga dutadas. Muitos fabricantes de ventiladores utilizam a norma AMCA 210 Laboratory Methods of Testing Fans for Rating (Métodos de Laboratório para Testar Ventiladores para Tabulação) para levantar o desempenho de seus produtos. Esta norma possui diferentes arranjos ou figuras, que servem para simular a maneira como o ventilador será usado em campo, reproduzindo um dos quatro tipos de instalação já citados. Existem dois métodos básicos de medida: o tubo de pitot e o bocal com raio longo. A norma determina o desempenho em termos de vazão, pressão, potência, densidade do ar, velocidade de rotação e rendimento.

Um ponto de operação é um ponto determinado na curva de desempenho do ventilador. As equações são apresentadas abaixo, onde o índice "c" representa a condição desejada:

Os arranjos de laboratório propiciam condições ideais pela exigência de endireitadores e uniformizadores de fluxo, medições em planos onde se tem um perfil de velocidade totalmente desenvolvido e transformações de seção com ângulos limitados. Estas providências fazem com que o ventilador apresente seu máximo desempenho. Qualquer instalação real que não propicie condições para um fluxo uniforme reduzirá o desempenho do ventilador.

Qc=Q(Dc /D)³(Nc /N)

(1)

Ptc=Pt (Dc /D)²(Nc /N)²(rc /r)

(2)

Pvc=Pv (Dc /D)²(Nc /N)²(rc /r)

(3)

Psc=Ptc - Pvc

(4)

Hc=H(Dc /D)5(Nc /N)³(rc /r)

(5)

h tc=(Qc Ptc )/(11217Hc )

(6)

hsc=h tc(Psc /Ptc )

(7)

Onde Q é a vazão em m3/h, D é o diâmetro do rotor em metros, N é a rotação em rpm, Pt é a pressão total em Pa, r é a densidade em kg/m3, Ps é a pressão estática em Pa, Pv é a pressão dinâmica em Pa, H é a potência em W e h é o rendimento (adimensional).

1-6

BOLETIM TÉCNICO Nº 16

VENTILADORES E SUAS APLICAÇÕES

O

s ventiladores industriais podem ser divididos em centrífugos, axiais e construções especiais (AMCA 201, 1990). Os centrífugos, quanto ao projeto do rotor, classificam-se em:

de ar-condiconado,aparelhos de ar-condicionado de janela e equipamentos "roof top". Os ventiladores axiais podem ser classificados como:

Pás de perfil aerofólio inclinadas para trás: são os de maior eficiência entre os centrífugos. São aplicados em sistemas de aquecimento, ventilação e ar-condiconado. Usados em tamanhos grandes para aplicações onde o ar é limpo e a economia de energia significativa.

Propeller: o rendimento é baixo. A hélice tem construção barata e é limitada a aplicações de baixa pressão. Aplicados como circuladores de ar e para ventilação através de paredes sem a presença de dutos. Tuboaxial: Algo mais eficiente que o propeller, é capaz de desenvolver mais pressão. Aplicados a sistemas de aquecimento, ventilação e arcondicionado de baixa e média pressão onde a distribuição do ar a jusante não é crítica. Também usados em aplicações industriais como fornos, cabines de pintura e exaustão de gases.

Pás retas inclinadas ou curvadas para trás: de rendimento um pouco inferior que o anterior, possui as mesmas aplicações. Também é usado em algumas instalações industriais onde a pá aerofólio não é aceitável devido ao ambiente corrosivo ou abrasivo. Pás radiais: o mais simples e o menos eficiente de todos os centrífugos. Usados basicamente para transporte de materiais em plantas industriais. Também utilizado para aplicações que exigem altas pressões de trabalho.

Vaneaxial: Um bom projeto das pás permite capacidade de média e alta pressão aliada a um bom rendimento. Aplicados em sistemas de aquecimento, ventilação e ar-condicionado de baixa, média e alta pressão. É vantajoso quando se quer uma instalação compacta e quando o ventilador precisa estar em linha com os dutos.

Pás curvadas para frente: O rendimento é menor que o dos ventiladores aerofólio e o dos de pás retas. Normalmente de construção leve e de baixo custo. Usado basicamente em sistemas de aquecimento, ventilação e ar-condicionado de baixa pressão. Ex. fornalhas domésticas, centrais

Entre os ventiladores especiais pode-se citar os centrífugos tubulares e os centrífugos e axiais de telhado.

SISTEMAS DE VENTILAÇÃO

U

m sistema de ventilação é uma instalação que pode incluir dutos, filtros, dispositivos de condicionamento, registros, grelhas, ventiladores, etc... e cujo objetivo é mover o ar de um lugar a outro de forma controlada. Um sistema de ventilação contém um ou mais dos seguintes componentes: a) b) c) d) e) f)

O ventilador é o componente do sistema que fornece a energia para a corrente de ar superar a resistência ao fluxo que os outros componentes oferecem. A Curva do Sistema Para um determinado sistema com uma vazão fixa haverá uma correspondente perda de carga. Se a vazão for mudada, a perda de carga resultante também mudará. A relação que governa a maioria dos sistemas de ventilação é:

entrada do sistema; sistema de distribuição; ventilador; dispositivo de controle; dispositivo de condicionamento; saída do sistema.

(

PRESSÃO C VAZÃOC = PRESSÃO VAZÃO 2-6

2

)

(8)

BOLETIM TÉCNICO Nº 16

PERCENTUAL DE VAZÃO MÁXIMA DO VENTILADOR

A curva característica de um sistema, de acordo com a expressão acima é uma parábola. Três curvas típicas de vazão versus perda de carga de sistemas são apresentadas na figura 1.

0

60

80

AC TE M SIS

EM ST

- 20

PERCENTUAL DA PRESSÃO MÁXIMA DO VENTILADOR

A EMA SIST

B

- 40

A

40 -

SI

PERCENTUAL DE RESISTÊNCIA DO SISTEMA

C A TE M SIS A A

B A

ST EM SI

M

PERCENTUAL DE RESISTÊNCIA DO SISTEMA

TE

40

- 60

60 -

0 0

20

40

60

80 100 120 140 160 180 200

Em adição às perdas de pressão total num sistema causadas pelo atrito e perdas dinâmicas, existem as perdas causadas devido aos Efeitos do Sistema. Efeitos do Sistema ocorrem por causa das diferenças entre as conexões de aspiração e descarga do ventilador instaladas no sistema, e aquelas usadas no laboratório para levantar as curvas do ventilador.

SI S

20

- 80 PONTO 3 DE PROJETO

80 -

As perdas de pressão total para o escoamento através de um sistema de ventilação são causadas por dois fatores: perdas por atrito devidas a viscosidade pelo escoamento do ar ao longo da superfície dos dutos e outros componentes do sistema, e perdas dinâmicas devidas à turbulência causada por mudanças na direção e separação do fluxo ao redor de obstruções.

20 0

- 100 1

100 -

Estimar a perda de carga de um sistema de distribuição de ar é uma tarefa complexa que requer um considerável número de simplificações por parte do projetista. A situação é posteriormente complicada pelo fato de que o instalador muitas vezes não consegue montar o sistema exatamente como especificado no projeto.

100 -

0-

2

Perdas no Sistema

PONTO DE PROJETO

40 -

CURVA DO VENTILADOR

120 -

Fig.2 Interação das curvas do sistema e do ventilador

180 -

60 -

100

PERCENTUAL DE VAZÃO DO SISTEMA - Q

200 -

80 -

140 -

0-

Uma vez determinada a curva do sistema através do cálculo da resistência ao fluxo e dos "efeitos do sistema", espera-se que tendo o ventilador bem selecionado, o sistema operará na vazão de projeto. O ponto de intersecção da curva do ventilador com a curva do sistema determina a vazão real ou o ponto de operação do sistema (figura 2). A vazão de um sistema pode ser variada mudando-se a sua resistência, ou perda de carga, através de registros, caixas de mistura, etc...

120 -

80

60

160 -

20 -

Interação da Curva do Sistema com a Curva Característica do Ventilador

140 -

40

180 -

Tomando-se um ponto de operação no sistema A em 100% da vazão e 100% de pressão requerida, se a vazão é incrementada para 120% da vazão de projeto, a resistência do sistema aumentará para 144% da pressão de projeto requerida. Um decréscimo para 50% da vazão de projeto resultará na diminuição para 25% da pressão requerida. Estas relações são típicas para sistemas de ventilação de ponto de operação fixo. .

160 -

20

200 -

100 120 140 160 180 200

PERCENTUAL DE VAZÃO DO SISTEMA - Q

Como as perdas por atrito e as perdas dinâmicas são extremamente conhecidas e estudadas, nos deteremos em apresentar mais detidamente aquelas devidas aos Efeitos do Sistema.

Fig.1 Curvas típicas de sistemas

3-6

BOLETIM TÉCNICO Nº 16

FATORES DOS EFEITOS DO SISTEMA

U

m fator de efeito do sistema é uma perda de pressão causada pelo efeito de restrições na aspiração e na descarga dos ventiladores, ou outras condições que influenciem o desempenho do ventilador quando instalado no sistema. Condições estas que não estavam presentes quando do levantamento da curva do ventilador no laboratório. A norma AMCA 210, já citada, que é usada para teste de ventiladores, foi concebida de tal forma que o ventilador sendo testado, tenha uma distribuição uniforme do ar na aspiração e uma descarga desobstruída.

velocidades maiores no lado oposto ao defletor junto à boca de descarga. Por este motivo a perda de carga numa curva na descarga de um ventilador será muito maior do que os valores publicados para as curvas inseridas ao longo do sistema. A complexidade deste problema pode ser ilustrada na constatação de que existem 224 diferentes fatores, que podem ser aplicados conforme o tipo de configuração (AMCA 201, 1990). Outras Considerações quanto à Descarga. Outros dispositivos como endireitadores de fluxo, registros de controle de vazão e derivações na canalização podem ser instalados na descarga do ventilador ou próximos dela. Endireitadores de fluxo aplicados em curvas, normalmente reduzem a perda de carga através das mesmas. Entretanto, quando um perfil de velocidade não uniforme entra numa curva, os endireitadores atuam conservando este perfil através da curva e além dela, resultando em perdas maiores nos componentes localizados após a mesma.

Infelizmente, muitos sistemas de ventilação não gozam destas condições, e a conseqüência é uma perda de desempenho do ventilador que pode chegar a até 50% (Williamson 1997). A publicação AMCA 201 Fans and Systems (Ventiladores e Sistemas) possui tabelas e gráficos que permitem a quantificação das perdas conforme o tipo de problema da instalação. Fatores Relativos à Descarga do Ventilador

Perdas de carga publicadas para registros são baseadas no funcionamento dos mesmos com perfis de velocidade uniformes. Quando um registro é instalado próximo à boca de descarga do ventilador, o perfil de velocidade que dele se aproxima não é uniforme e perdas de carga muito maiores que as previstas serão experimentadas.

O ar desenvolve um perfil de velocidade uniforme à medida que aumenta a distância da descarga do ventilador. O comprimento de duto necessário para obter-se 100% de recuperação de pressão estática é função da velocidade de descarga (AMCA 200, 1995). Entretanto podemos afirmar que são necessários, no mínimo, dois e meio diâmetros, podendo ser precisos até seis diâmetros para altas velocidades de descarga. Como regra geral utiliza-se o comprimento de um diâmetro de duto para cada 1000 pés por minuto (5,08 m/s) de velocidade de descarga (AMCA 201, 1990). Quando não se pode ter um comprimento de duto adequado, um fator de efeito do sistema deve ser adicionado à perda de carga estimada total.

Condições de fluxo não-uniformes devem sempre ser evitadas. Derivações na tubulação muito próximas à boca de descarga causarão perdas de carga e em conseqüência vazões, muito diferentes daquelas do projeto. Sempre que possível uma porção de duto reto deve ser colocada entre a descarga do ventilador e qualquer derivação na tubulação. Fatores Relativos à Aspiração do Ventilador

Curvas na Descarga. Os valores publicados, para perda de carga em curvas de sistemas de ventilação, partem do princípio que um perfil de velocidade uniforme está entrando na curva. Como se sabe, o perfil de velocidade que deixa a descarga de um ventilador, tanto axial como centrífugo, não é uniforme. No ventilador axial tem-se velocidades maiores no anel circular compreendido entre o círculo do cubo da hélice e o duto. No ventilador centrífugo tem-se

Em geral, a aspiração do ventilador é mais sensível, ao efeito das condições do sistema, que a descarga. Como os ventiladores muitas vezes são testados com dutos na aspiração, ou com bocais de aspiração que simulam um duto na aspiração, ventiladores instalados sem estas peças sofrerão a formação de uma "vena contracta", surgindo uma perda de carga adicional não computada no projeto. Um fator de efeito do sistema deve ser aplicado. 4-6

BOLETIM TÉCNICO Nº 16

Curvas na Aspiração. Curvas instaladas na aspiração de ventiladores, ou muito próximas dela, produzirão fluxos nãouniformes, formando, em muitos casos, um vortex na aspiração. Conforme o tipo de curva e sua distância em relação à aspiração do ventilador devem ser aplicados diferentes fatores de efeito do sistema. Além disso outros efeitos podem ocorrer como: instabilidade do ventilador causando danos estruturais ao mesmo devido à vibração, flutuações na pressão e aumento no nível de ruído de até 10 decibéis em algumas bandas de oitava (AMCA 201, 1990). Curvas na aspiração devem ser instaladas no mínimo a três diâmetros de distância do ventilador. Vortex na Aspiração. Outra causa importante na redução do desempenho do ventilador é uma condição de aspiração que produza um vortex (rotação da corrente de ar) na boca do ventilador. A condição ideal de aspiração é aquela em que o ar entra axialmente em fluxo laminar na boca do ventilador. Uma rotação do ar, na mesma direção que a rotação do ventilador, diminuirá o desempenho do mesmo dependendo da intensidade deste vortex. Uma contra-rotação do ar, na aspiração do ventilador, resultará num pequeno aumento da curva vazão-pressão do ventilador, mas num grande aumento da potência consumida. Outras Considerações quanto à Aspiração. Obstruções na aspiração, como paredes nas proximidades, tubulações, telas, estruturas, colunas, etc.., também devem ser levadas em consideração.

Existem fatores conforme o percentual de área de aspiração obstruída. Ventiladores que Operam em Série e em Paralelo Ventiladores Operando em Série. Podem ser considerados em série os ventiladores que operam consecutivamente no mesmo sistema, ou aqueles ventiladores que possuem dois ou mais estágios. Em teoria a curva de pressão-vazão combinada é obtida somando-se as pressões mantendo a mesma vazão. Na prática, porém, haverá uma redução na vazão devido ao aumento na densidade do ar após o primeiro ventilador (ou estágio). Normalmente ocorre uma significativa perda de desempenho no segundo ventilador (ou estágio), provocada pelas condições de fluxo não-uniforme de sua aspiração. Ventiladores Operando em Paralelo. Ventiladores são comumente instalados em paralelo quando é necessária a movimentação de grandes volumes de ar. A curva de pressão-vazão combinada é obtida pela soma das vazões de cada ventilador à mesma pressão. O desempenho real não será igual ao teórico se as condições de aspiração não forem favoráveis. Ventiladores que possuem uma curva de pressão-vazão com inclinação positiva à esquerda do ponto de maior pressão (ventiladores de pás para frente, por exemplo), não devem ser selecionados nesta região, pois podem apresentar funcionamento instável.

EFEITO DE ERROS NA ESTIMATIVA DA PERDA DE CARGA DO SISTEMA Resistência do Sistema Subestimada

Resistência do Sistema Superestimada

Conforme pode ser verificado na figura 3, quando a perda de carga do sistema é subestimada, a curva real (B) do sistema levará o ventilador a funcionar no ponto 2, fornecendo menos vazão que o previsto. Para que o ventilador forneça a vazão desejada, sua rotação deve ser aumentada para que atinja o ponto 5. Neste caso deve-se consultar o fabricante para terse informações sobre os limites de emprego do equipamento, e deve-se calcular a nova potência consumida, que variará com o cubo do aumento de rotação.

Considerando que a resistência do sistema tenha sido superestimada, a curva real (C) levará o ventilador a trabalhar no ponto 3, fornecendo mais vazão que o desejado. Neste caso a rotação do ventilador deverá ser diminuída até que seja atingido o ponto 4. Esta situação traz como conseqüência um desperdício de potência instalada, e também de investimento num motor maior que o necessário.

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MT - 001/2003

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PERDA DE CARGA REAL MAIOR QUE O VENTILADOR PROJETADO ENTREGARÁ EM 2

(Programa de Curvas Certificadas-Desempenho Aerodinâmico). Em razão destes fatos, todo sistema possuirá uma área provável de funcionamento, limitada pelas tolerâncias inferior e superior de operação do ventilador e pelas tolerâncias inferior e superior de estimativa de perda de carga do sistema. Avaliar estes limites torna-se importante para saber se o sistema terá um funcionamento aceitável.

CURVA B SISTEMA REAL CURVA A SISTEMA CALCULADO

5

CURVA C SISTEMA REAL PRESSÃO MÁXIMA 2 DO VENTILADOR

PRESSÃO DE PROJETO

1

3

PERDA DE CARGA REAL MENOR QUE O VENTILADOR PROJETADO ENTREGARÁ EM 3

CONCLUSÃO Para estarmos certos, de que um sistema de ventilação funcionará corretamente, devemos levar em conta todos os Fatores de Efeito do Sistema, e proporcionar fluxos de ar uniformes tanto na aspiração quanto na descarga do ventilador. Como foi visto, as conseqüências de um projeto equivocado podem ser muito danosas: aumento da potência consumida, funcionamento instável do ventilador, diminuição da capacidade do sistema, vibrações, aumento do nível de ruído, etc... O mal funcionamento de um sistema pode ter um sem número de causas, e todas as alternativas devem ser estudadas. O desempenho do ventilador, caso seja contestado, pode ser verificado no laboratório, pela já citada norma AMCA 210, ou em campo pela publicação AMCA 203 Field Performance Measurements of Fan Systems (Medição de Campo do Desempenho de Ventiladores em Sistemas).

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CURVA PRESSÃO-VAZÃO DO VENTILADOR

VAZÃO DE PROJETO

Fig.3 Curvas de Desempenho do Ventilador/Sistema

TOLERÂNCIAS DO SISTEMA E DO VENTILADOR

A

REFERÊNCIAS

experiência mostra que variações de mais ou menos 10% na perda de carga estimada do sistema, em comparação com a real, podem ocorrer. O ventilador também possui tolerâncias de funcionamento que são estabelecidas na publicação AMCA 211Certified Ratings Program-Air Performance

Air Movement and Control Association, Inc., 1995, Air Systems, Publication 200-95. Air Movement and Control Association, Inc., 1990, Fans and Systems, Publication 201-90. Williamson, Dick, 1997, System Effects, AMCA Paper 2337-97, Illinois.

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