CENTRO FEDERAL DE EDUCAÇÃO TECNOLÓGICA DO PARANÁ
UNIDADE DE CURITIBA
DEPARTAMENTO ACADÊMICO DE MECÂNICA
PROJETO FINAL DE CURSO II
AVALIAÇÃO DO DESEMPENHO TÉRMICO DO
AQUECEDOR DE AR DO PROJETO FIAT PALIO RESTYLE 2
CURITIBA
AGOSTO - 2005
LUCIANO SILVEIRA FARAGO
VICTOR KOITI SHIGUEOKA
AVALIAÇÃO DO DESEMPENHO TÉRMICO DO
AQUECEDOR DE AR DO PROJETO FIAT PALIO RESTYLE 2
Monografia apresentada à disciplina de Projeto
de Final de Curso II, como requisito de
aprovação.
Orientador: Prof. Cezar Otaviano Ribeiro
Negrão, PhD.
CURITIBA
AGOSTO - 2005
3
ENCAMINHAMENTO
Venho, por meio deste termo, encaminhar para defesa a monografia de Projeto
Final intitulada “AVALIAÇÃO DO DESEMPENHO TÉRMICO DO AQUECEDOR DE
AR DO PROJETO FIAT PALIO RE-STYLE 2”, realizada pelos alunos Luciano
Silveira Farago e Victor Koiti Shigueoka como requisito parcial para aprovação na
disciplina Projeto Final II.
Orientador: Prof. Cezar Otaviano Ribeiro Negrão, PhD.
LACIT, CEFET-PR - CURITIBA
Curitiba, 08 de agosto de 2005.
4
TERMO DE APROVAÇÃO
Por meio deste termo, aprovamos a monografia de Projeto Final intitulada
“AVALIAÇÃO DO DESEMPENHO TÉRMICO DO AQUECEDOR DE AR DO
PROJETO FIAT PALIO RE-STYLE 2”, realizada pelos alunos Luciano Silveira
Farago e Victor Koiti Shigueoka como requisito parcial para aprovação na disciplina
Projeto Final II.
Banca:
Prof. Cezar Otaviano Ribeiro Negrão, PhD.
LACIT, CEFET-PR - CURITIBA
Prof. Silvio Luiz de Mello Junqueira, Dr.
LACIT, CEFET-PR - CURITIBA
Prof. Raul Henrique Erthal, MSc.
LACIT, CEFET-PR - CURITIBA
Curitiba, 08 de agosto de 2005.
5
AGRADECIMENTOS
Inicialmente, agradecemos a Deus que nos concedeu capacidades
físicas, mentais e emocionais que permitiram a realização deste trabalho final
de curso.
Agradecemos, sensibilizados, ao nosso orientador Prof. PhD Cezar
Otaviano Ribeiro Negrão, do Laboratório de Ciências Térmicas ligado ao
Departamento de Mecânica, pelos ensinamentos, pela amizade e pelo seu
comprometimento com o nosso crescimento técnico-científico.
Ao Prof. Dr. Silvio Luiz de Mello Junqueira, do Departamento de
Mecânica, pela participação em nossa banca e pelos ensinamentos técnicocientíficos ministrados nas aulas, que foram de grande valia na elaboração do
projeto.
Ao Prof. MSc. Raul Henrique Erthal, do Departamento de Mecânica, pela
participação em nossa banca.
Ao Prof. Marco Aurélio de Carvalho, do Departamento de Mecânica,
pela orientação da metodologia no trabalho final de curso.
Ao Centro Federal de Educação Tecnológica do Paraná, por todos os
ensinamentos e oportunidades que surgiram a partir da nossa formação.
À Denso do Brasil, pela disponibilidade que a empresa teve em ceder a
sua estrutura, seus conhecimentos e seus funcionários, para que pudéssemos
melhor elabora o nosso projeto final de curso.
6
RESUMO
O presente trabalho tem por objetivo avaliar e propor modificações para
melhorar o desempenho do aquecedor de ar, desenvolvido pela Denso do Brasil
Ltda, para ser utilizado no Fiat Palio Re-style 2. Para a realização do estudo, duas
etapas foram definidas. A primeira consiste de uma análise teórica do desempenho
térmico do aquecedor, utilizando um software específico da Denso do Brasil S.A..
Utilizou-se estes resultados em conjunto com a curva do ventilador para verificar a
desempenho do sistema. As soluções de melhor desempenho foram então
construídas
como
protótipos.
A
segunda
etapa
consiste
numa
avaliação
experimental, das soluções escolhidas na primeira etapa. Testes comparativos foram
realizados, discutindo-se os resultados obtidos. No final do trabalho, apresenta-se
um parecer sobre a melhora ou não do desempenho do componente em avaliação.
Palavras-chave
Sistema de aquecimento, avaliação de desempenho, ar condicionado automotivo.
7
SUMÁRIO
AGRADECIMENTOS
RESUMO
SUMÁRIO
1
2
3
INTRODUÇÃO
9
1.1
Contexto
9
1.2
Objetivos
10
1.3
Justificativa
11
1.4
Conteúdo do trabalho
11
REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
12
2.1
Tipos de Trocadores de Calor
12
2.2
Coeficiente Global de Transferência de Calor
14
2.3
Trocadores de Calor com Correntes Cruzadas e Passes Múltiplos
15
2.4
Efetividade de um Trocador de Calor
16
2.5.
Considerações Hidrodinâmicas dos Escoamentos em Tubos
17
2.6.
Intensificação da transferência de Calor
18
METODOLOGIA
20
3.1
Descrição do problema
20
3.2
Descrição da metodologia
22
3.3
Justificativa da metodologia
22
3.4
Etapas do Projeto
23
3.5
Cronograma
24
3.6
Orçamento comprometido
27
3.7
Riscos previstos
28
4 DESENVOLVIMENTO TEÓRICO
5 RESULTADOS TEÓRICOS
6 DESENVOLVIMENTO EXPERIMENTAL
7 RESULTADOS EXPERIMENTAIS
8 ADIMENSIONALIZAÇÃO
9 CONCLUSÕES
REFERÊNCIAS
APÊNDICE A – CÁLCULO DO DESEMPENHO PARA PASSOS DE ALETAS
FABRICADOS
APÊNDICE B – CURVA DO VENTILADOR
APÊNDICE C – CÁLCULO DO DESEMPENHO NA VAZÃO DE OPERAÇÃO
APÊNDICE D – CÁLCULO DO DESEMPENHO PARA OUTROS PASSOS DE
ALETAS
APÊNDICE E – CÁLCULO DE DESEMPENHO DE TODOS OS PASSOS DE
ALETAS
APÊNDICE F – CURVAS DE DESEMPENHO
30
33
41
46
52
57
59
60
61
62
63
64
65
8
APÊNDICE G – PERDA DE CARGA E TROCA TÉRMICA
ANEXO A – VISUALIZAÇÃO DO SOFTWARE SEKKEI PARA DIFERENTES
PASSOS DE ALETAS
PASSO 0,83mm
PASSO 1,00 mm
PASSO 1,11mm
ANEXO B – PARÂMETROS ADIMENSIONAIS DO VENTILADOR
66
67
67
67
68
69
9
1 INTRODUÇÃO
1.1
Contexto
A busca por segurança e conforto vem sendo cada vez mais destacada nos
dias atuais. Esse fato pode ser evidenciado pelo crescente temor a assaltos
relâmpagos e seqüestros nas grandes cidades, os motoristas procuram manter os
vidros fechados, evitando a ventilação natural.
Essas situações, inerentes à vida contemporânea, geram um desafio à
indústria automobilística, exigindo que os carros fabricados apresentem um sistema
eficiente de ventilação, aquecimento e resfriamento artificial.
Nesse contexto, o Fiat Palio modelo Re-style 2 (Figura 1) é equipado com
caixas de ventilação, aquecimento e resfriamento do ar fornecidas pela Denso
Sistemas Térmicos (DTBR) de Betim (MG), onde são montadas as caixas do Fiat
Palio. O trocador de calor (Figura 2) responsável pelo aquecimento do ar desses
módulos de condicionamento de ar (heater core) é produzido pela Denso
Manufacturing Argentina S.A. (DNAR). As dimensões características deste trocador
são: altura de 250mm, largura de 140mm e espessura de 42mm, com passo de
aletas de 0,83mm.
Figura 1 – Fiat Palio Re-style 2 (/1/ FIAT)
Essa peça atende o mercado interno brasileiro e Mercosul de forma
satisfatória. Porém, existem perspectivas de exportação para outros países, com
inverno rigoroso, por exemplo, a Polônia. Tendo em vista os requisitos da Fiat
10
Automóveis S.A. para atender as condições daqueles países, a Denso do Brasil está
trabalhando para conquistar mais uma fatia do mercado.
Figura 2 – Trocador de calor tipo “U” (heater core)
O papel da Denso do Brasil (DNBR), em Curitiba, é empregar sua infraestrutura e conceber um sistema de aquecimento de ar que atenda as condições
exigidas.
1.2
Objetivos
O presente projeto tem por objetivo avaliar o desempenho do atual modelo de
aquecedor de ar e propor modificações que aumente a sua capacidade de
aquecimento, visando atender as exigências do mercado europeu. O trabalho
consiste em duas etapas: a primeira teórica e a segunda experimental. Na etapa
teórica, foi conduzida a avaliação do atual aquecedor utilizando um programa
computacional de simulação e curvas de ventilador. A partir dos resultados obtidos,
escolheram-se algumas soluções do projeto que foram confeccionadas como
protótipos. Na segunda etapa, os protótipos foram testados nos laboratórios da
Denso do Brasil. A etapa I foi conduzida no projeto final I e a etapa II no projeto final
II.
11
1.3
Justificativa
O credenciamento da DNBR por parte da Fiat Automóveis S.A. para
exportação é de extrema importância. Dessa forma, serão abertas novas frentes de
negócio para a fabricante de autopeças, trazendo mais divisas e ocupando a
capacidade produtiva instalada.
Com a realização do presente estudo, a DNBR passará a contar com um novo
banco de dados sobre a adequação de sistemas de aquecedor de ar. Isso permitirá
maior rapidez nos trabalhos da empresa e no enfrentamento de problemas em
projetos que utilizem peças da mesma família.
Também é importante destacar que a Fiat, enquanto cliente, será beneficiada,
pois não necessitará selecionar novo fornecedor exclusivamente para atender o
mercado europeu.
1.4
Conteúdo do trabalho
O capítulo 1 apresenta o contexto, os objetivos e a justificativa do presente
trabalho. No capítulo 2, discute-se a revisão da teoria necessária para o estudo do
desempenho do aquecedor de ar. O capítulo 3 descreve a metodologia aplicada ao
trabalho de forma geral, enquanto que no capítulo 4 ocupa-se com a metodologia
mais detalhada. No capítulo 5, são discutidos os resultados teóricos. O capítulo 6
compreende a conclusão do trabalho.
12
2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA
Segundo Incropera & DeWitt (2003), o processo de troca de calor entre dois
fluidos, que estão em diferentes temperaturas e separados por uma parede sólida,
ocorre em muitas aplicações em engenharia. O dispositivo utilizado para
implementar essa troca é denominado trocador de calor, e as aplicações específicas
podem ser encontradas no condicionamento de ambientes, produção de potência,
na recuperação de calor e no processamento químico.
A revisão será realizada para introduzir conceitos que permitam avaliar a
eficácia e projetar um trocador de calor, além de possibilitar e prever o desempenho
da operação de um trocador de calor já existente em condições especificadas.
2.1
Tipos de Trocadores de Calor
Os trocadores de calor são classificados de acordo com o arranjo do
escoamento e o tipo de construção. O trocador de calor mais simples é aquele onde
fluidos quente e frio se movem na mesma sentido ou em sentidos opostos, em uma
construção de tubo concêntrico. No arranjo de correntes paralelas (Figura 3), os
fluidos quente e frio entram na mesma extremidade. No arranjo contracorrente
(Figura 4), os fluidos entram em extremidades opostas, escoam em sentidos opostos
e saem em extremidades opostas.
Figura 3 – Trocador de Calor de Tubo Concêntrico de Correntes Paralelas
13
Figura 4 – Trocador de Calor de Tubo Concêntrico de Contra-Corrente
Os fluidos podem se mover em correntes cruzadas (uma perpendicular a outra),
conforme mostrados pelos trocadores de calor tubo aletados e não-aletados (Figura
5). As duas configurações são tipicamente diferenciadas por uma idealização que
trata o movimento do fluido sobre os tubos como não-misturado e misturado. Na
Figura 5a, o fluido é dito não-misturado porque as aletas inibem o movimento na
direção Y que é transversal à direção do escoamento principal em X. Nesse caso, a
temperatura do fluido varia com X e Y. Ao contrário, para o feixe de tubos nãoaletados (Figura 5b), o movimento do fluido, portanto misturado, na direção
transversal é possível, e as variações de temperatura são essencialmente na direção
do escoamento principal. Uma vez que o escoamento do tubo é não-misturado,
ambos os fluidos são não-misturados no trocador aletado, enquanto um fluido é
misturado e o outro não-misturado no trocador não-aletado. A natureza da condição
da mistura pode influenciar significativamente o desempenho do trocador de calor.
Figura 5 – Trocador de Calor de Fluxo Cruzado (a) Aletado com os dois fluidos nãomisturados. (b) Aletado com um fluido misturado e o outro não-misturado.
14
2.2
Coeficiente Global de Transferência de Calor
Para a análise de qualquer trocador, é necessária a determinação do coeficiente
global de transferência de calor. Esse coeficiente é definido a partir da resistência
térmica total de transferência de calor entre os fluidos, levando-se em conta as
resistências térmicas condutivas e convectivas.
Para um melhor rendimento do sistema, adiciona-se aletas que ficam expostas a
um ou a ambos fluidos. O aumento da área de transferência de calor reduz a
resistência térmica. Desta forma, o coeficiente global de transferência de calor pode
ser calculado por:
1
1
1
1
1
Rf , c
Rf , h
=
=
=
+
+ (Rw ) +
+
(η 0 A) h (η 0 hA) h
UA UcAc UhAh (ηohA)c (η 0 A)c
Eq. 1
Onde c e h referem-se aos fluidos frio e quente, respectivamente. U é o coeficiente
global de transferência de calor, A é a área, Uc é o coeficiente global de
transferência de calor do lado frio, Ac é a área de transferência de calor do lado frio,
Uh é o coeficiente global de transferência de calor do lado quente, Ah é a área de
transferência de calor do lado quente, η0 é a eficiência global do conjunto de aletas,
h é o coeficiente de transferência de calor por convecção, Rf,c é o fator de
incrustação do lado frio, Rf,h é o fator de incrustação do lado quente e Rw é a
resistência condutiva. Observe que o cálculo do produto UA, independe da corrente
do fluido (UcAc=UhAh). Entretanto, o cálculo do coeficiente global de transferência de
calor depende se este é baseado na área da superfície do lado frio ou quente, uma
vez que Uc é diferente de Uh, assim como Ac é diferente de Ah. A resistência
condutiva Rw para uma parede plana é dada por:
Rw = Rt , cond =
Ts ,1 − Ts , 2 L
=
qx
kA
Eq. 2
e para uma parede cilíndrica,
Rw = Rt , cond =
ln(r 2 / r1)
2πLk
Eq. 3
onde, Ts,1 é a temperatura na superfície 1, Ts,2 é a temperatura na superfície 2, qx é a
taxa de transferência de calor, L é o comprimento característico, k é a condutividade
térmica, r2 é o raio da superfície 2, r1 é o raio da superfície 1.
15
Outra grandeza de grande importância é a eficiência de aleta, η. Como η é a
razão entre o calor efetivamente trocado pela aleta e o calor trocado pela aleta, caso
esta estivesse na temperatura da sua base. A taxa de transferência de calor pela
aleta pode então ser definida como,
q = η .h. A.(Tb − T∞ )
Eq. 4
onde Tb é a temperatura da superfície e T∞ é a temperatura ambiente. A eficiência
da superfície aletada pode ser calculada por,
η0 = 1−
Af
(1 − η )
A
Eq. 5
onde Af é a área total das superfícies das aletas, A é a área total e η é a eficiência
de uma única aleta. Para uma aleta plana com extremidade adiabática, a eficiência
de aleta é dada por,
η=
tanh(mL)
mL
Eq. 6
onde m=(2h/kt)1/2e t é a espessura da aleta.
O termo de condução apresentado na Equação 1 é freqüentemente desprezado,
uma vez que uma parede fina de alta condutividade térmica é geralmente utilizada.
Além disso, um dos coeficientes de convecção é geralmente muito menor do que o
outro.
2.3
Trocadores de Calor com Correntes Cruzadas e Passes Múltiplos
Esta condição de estudo é a que está sendo analisada no presente trabalho.
Para este tipo de trocadores de múltiplos passes e correntes cruzadas, pode-se
utilizar a equação abaixo:
q. = fUAΔΤlm
Eq. 7
onde ΔTlm é a diferença de temperatura média logarítmica entre as correntes e, f é
um fator de correção para ΔTlm, que é definida para trocadores contra-corrente.
16
Expressões algébricas para o fator de correção F foram desenvolvidas para
várias configurações de trocadores de calor tipo casco-tubo e correntes cruzadas.
Valores de f para trocadores são apresentados na Figura 6.
Figura 6 – Fator de Correção para um trocador de calor de passe único com correntes
cruzadas e dois fluidos não-misturados.
2.4
Efetividade de um Trocador de Calor
A máxima taxa de transferência de calor (qmáx) é definida por:
q. = qmáx.ε
Eq. 8
A efetividade de um trocador de calor, ε, é definida como a razão entre a taxa
real de transferência de calor para um trocador de calor e a taxa máxima de
transferência de calor possível para um trocador de calor contracorrente. Desta
forma, a taxa real de transferência de calor pode ser escrita como:
q max = (m .cp ) min .(Th , e − Tc , e)
Eq. 9
17
onde ( m .cp)min é o menor produto vazão mássica por calor especifico entre as duas
correntes. Th,e e Tc,e são, respectivamente, as temperaturas de entrada das
correntes quente e fria.
2.5.
Considerações Hidrodinâmicas dos Escoamentos em Tubos
Considerando um escoamento laminar em um tubo circular com raio r0, onde o
fluido entra no tubo com velocidade uniforme. Quando o fluido entra em contato com
a superfície, efeitos viscosos se tornam importantes, e uma camada limite se
desenvolve com o crescimento na direção x indicada na Figura 7. Esse
desenvolvimento ocorre à custa do encolhimento da região de escoamento invíscido
e termina com a mistura da camada limite na linha de centro. Após essa mistura, os
efeitos viscosos se estendem sobre toda a seção transversal e o perfil de velocidade
não varia mais com o crescimento de x. Diz-se então que o escoamento é
plenamente desenvolvido, e a distancia da entrada na qual essa condição é
alcançada é denominada comprimento de entrada hidrodinâmico, xfd,h.
Conforme mostrado na Figura 7, o perfil de velocidade plenamente
desenvolvido é parabólico para escoamento laminar em tubo circular. Para
escoamento turbulento, o perfil é plano devido à mistura turbulenta na direção radial.
Figura 7 – Desenvolvimento da camada limite hidrodinâmica para escoamento laminar em um
tubo circular.
Ao considerar escoamentos internos, é importante ter conhecimento da
extensão da região de entrada, que depende se o escoamento é laminar ou
18
turbulento. O número de Reynolds para escoamento em tubo circular é definido pela
Equação 10.
Re D =
ρ .μm.D
μ
Eq. 10
onde um é a velocidade média do fluído sobre a seção transversal do tubo e D é o
diâmetro do tubo. Em um escoamento plenamente desenvolvido, o número crítico de
Reynolds, corresponde ao surgimento da turbulência, é, ReD,C=2300. Embora
números de Reynolds muito maiores (ReD,C≈10000) sejam necessários para se
alcançar condições plenas de turbulência. A transição para a turbulência tende a
ocorrer no desenvolvimento da camada limite na região de entrada.
Para escoamento laminar (ReD,C≈2300), o comprimento hidrodinâmico de
entrada pode ser obtido a partir da Equação 11.
⎛ Xfd , h ⎞
⎟lam. = 0,05. Re D
⎜
⎝ D ⎠
Eq. 11
A Equação 11 é baseada na hipótese de que o fluído entra no tubo a partir de
um bocal convergente arredondado, e assim é caracterizado por um perfil de
velocidade aproximadamente uniforme na entrada.
2.6.
Intensificação da transferência de Calor
A insificação pode ser alcançada pelo aumento do coeficiente de convecção
e/ou pelo aumento da área da superfície de convecção. O coeficiente de convecção
pode ser aumentado pela indução de um movimento circular através da inserção de
uma fita enrolada (Figura 8). A inserção consiste em uma fita que periodicamente
torcida em 3600.
Figura 8 – Esquema do turbuladores.
19
A introdução das aletas favorece a transferência de calor da água para o ar. A
condutividade térmica do material da aleta possui um forte efeito na distribuição de
temperatura ao longo da aleta e, consequentemente, influencia no grau em que a
transferência de calor é aumentada. Teoricamente o material deve apresentar uma
alta condutividade térmica para minimizar as variações de temperatura a partir de
sua base até sua extremidade.
20
3
METODOLOGIA
3.1
Descrição do problema
O sistema de climatização de um veículo pode ser dividido em três partes: a
ventilação, o aquecimento e o resfriamento do ar, montado em uma caixa de
material plástico posicionada abaixo do painel do veículo, o restante do sistema fica
localizado próximo ao motor. Em veículos que possuem apenas o sistema de
ventilação, o ar é insuflado para o interior do veículo através de um ventilador
acionado por um motor elétrico, sendo que a origem do ar pode ser interna ao
veículo ou externa. Já nos veículos que possuem a função aquecimento (Figura 9)
(DENSO,2003), o ar é insuflado de forma análoga ao veículo com ventilação, porém
existe um controle da temperatura do ar, que varia do valor da temperatura ambiente
a um valor superior. O sistema funciona da seguinte forma: a água sai do radiador
por uma bomba de água e é levada para o interior do motor retirando calor. Em
seguida, a água aquecida é encaminhada para um trocador de calor que fica
localizado no interior da cabine do veículo, onde cede calor ao ar que passa através
dele. Este ar é então direcionado para a cabine do veículo aumentando a sua
temperatura. A água é encaminhada de volta ao radiador, localizado na frente do
veículo, onde é resfriada pelo ar frontal.
21
Figura 9 – Sistema de Aquecimento de Ar
O trocador de calor responsável pelo aquecimento de ar, que flui para o interior
da cabine de passageiros do veículo, é composto por sete tubos de alumínio em
forma de “U”, pelos quais flui água quente proveniente do sistema de arrefecimento
do veículo. Estes tubos têm sua área de troca térmica aumentada, para a área de
passagem do ar, através da instalação de aletas planas retangulares de alumínio
com espessura pequena. Tais aletas são montadas ortogonalmente aos tubos. Na
extremidade dos tubos é fixado um tanque, o qual pode ser plástico ou metálico.
Esta peça tem como função unir e homogeneizar o fluxo entre os tubos, distribuindo
a água proveniente de uma mangueira, e coletando o fluido que escoa pela saída
dos tubos, conduzindo-o à mangueira para que faça o retorno ao sistema de
arrefecimento.
Pode-se observar, então, que se trata de um trocador com correntes cruzadas,
fluidos não misturados e dois passes no circuito de água.
22
3.2
Descrição da metodologia
O foco de estudo do presente trabalho foi a determinação de qual aquecedor
de ar pode atender melhor aos requisitos do projeto Fiat Palio Re-style 2. Foram
empregadas duas etapas principais: i) cálculo de desempenho do trocador de calor e
ii) análise experimental de protótipos. O Projeto Final 1 compreende à parte de
cálculos e o Projeto Final 2 será destinado aos testes. Os resultados do Projeto Final
I servirão de base para a seleção e confecção dos protótipos que foram testados no
Projeto Final II.
Para a primeira etapa, foram realizadas atividades de revisão de literatura,
levantamento de restrições ao projeto, determinação das condições de teste e
cálculos utilizando o software SEKKEI, desenvolvido pela matriz da empresa, a
Denso Corporation. Todas as atividades foram desenvolvidas em cooperação com a
Denso do Brasil Ltda e a Denso Manufacturing Argentina S.A..
Na segunda etapa, foram realizados testes de desempenho térmico dos
aquecedores de ar no Laboratório de Performace de A/C da Denso do Brasil Ltda.
Neste local, foram realizados os testes de capacidade de aquecimento do aquecedor
de ar e de perda de pressão da água e do ar, ao passarem pelo trocador de calor.
Cada peça consumiu cerca de 3 (três) dias úteis para ser testada.
3.3
Justificativa da metodologia
Existem, entretanto, restrições na sua linha de produção da DNAR (Denso
Manufacturing Argentina S. A.), que implicam em restrições ao projeto do produto.
Uma nova proposta para o aquecedor deve estar limitada a tais restrições de
fabricação. Dentre as possibilidades existentes, foram realizados cálculos que
demonstraram quais as combinações de peças que fornecem o melhor desempenho
térmico do equipamento.
A partir dos cálculos realizados, foram selecionados e produzidos os protótipos
referentes ao melhores resultados teóricos. Com a vinda destas peças para o Brasil,
foram feitos os testes de capacidade de aquecimento, perda de carga do ar e perda
23
de carga da água. O teste de capacidade de aquecimento serviu para encontrar a
solução que supre as necessidades de aquecimento. E os testes de perda de carga
do ar e perda de carga da água deram indicativos de que o trocador de calor
selecionado não diminuiu a vazão de ar em direção à cabine de passageiros e não
afetou o sistema de arrefecimento do motor.
Após obtidas todas essas informações, formou-se uma base sólida de dados
para a determinação de qual protótipo seria o mais indicado para ser produzido.
3.4
Etapas do Projeto
Neste item as atividades foram separadas pela seqüência em que foram
desenvolvidas. As etapas são:
1. Identificação do objeto de estudo. Dados sobre o trocador de calor (tipo,
dimensões, dados de testes anteriores, históricos), foram coletados e
estudados;
2. Determinação dos parâmetros e variáveis e as condições de contorno
(dimensões, tipo de aquecimento de ar, passos de aleta que podem ser
produzidos pela Denso, número e tipo de turbuladores que podem
ser
instalados, tipo de tanque, espessura de tubo);
3. Estudo bibliográfico. Obtenção de subsídios para o cálculo de desempenho;
4. Levantamento da curva do ventilador através de testes realizados na DNBR;
5. Cálculo da troca térmica e perda de pressão para os vários passos de aletas
usando o SEKKEI RE0511, versão 2.03;
6. Traçagem das curvas do ventilador e das curvas dos aquecedores.
Determinação do ponto de operação no cruzamento das curvas do ventilador
e dos aquecedores (vazão e perda de carga);
7. Cálculo da toca térmica dos aquecedores no ponto de operação (vazão de
operação);
24
8. Traçagem do gráfico de troca térmica no ponto de operação em função dos
passos de aletas;
9. Determinação do passo de aleta que apresenta melhor desempenho com o
atual ventilador;
10. Cálculo da efetividade para verificar se podem ser feitas melhorias quanto ao
desempenho;
11. Adimensionalização da vazão mássica de ar e da perda de pressão do
ventilador;
12. Traçagem da curva do ventilador na nova condição proposta (novo diâmetro
do rotor do ventilador);
13. Repetição dos itens 7 a 10 para o novo ventilador;
14. Análise dos resultados para determinar quais peças devem ser prototipadas;
15. Produção de protótipos (DNAR);
16. Teste dos protótipos (teste de capacidade de aquecimento, perda de carga
do ar e da água);
17. Análise dos resultados experimentais. Verificar se os cálculos estão
condizentes com os valores calculados;
18. Verificação das possibilidades de melhorias dentro das restrições impostas;
19. Finalização da monografia.
3.5
Cronograma
O cronograma apresentado representa as tarefas que foram desenvolvidas em
cada quinzena, sendo que as expectativas foram confirmadas. Os campos que
foram marcados com a cor azul destacam que estas tarefas foram cumpridas no
prazo, já os campos em vermelho indicam as tarefas que sofreram atraso na
execução, e nos campos em branco estão às tarefas ainda não executadas.
25
Tabela 1 - Cronograma do Projeto
Ano
2004
Quinzena
N
D
D
J
J
F
F
M M A
A
M M J
J
J
J
A
A
2
1
2
1 2
1
2
1
2
1
2
1
2
1
2
1
2
1
2
Apresentação e instruções da disciplina
X
Acerto da parceria junto a Denso do Brasil
X
Definição do Tema e Orientador
X
Reunião com o professor Orientador
X
Coletar informações do produto
X
Determinação das variáveis do problema e
X
2005
condições de contorno
Análise junto com o professor Orientador
X
Elaboração da proposta
X
X
Vistas do professor Orientador
X
Entrega da proposta (*)
X
Elaboração da apresentação da proposta (*)
X
X
Vistas do professor Orientador
X
Defesa da proposta
X
Revisão da proposta (*)
X X
Re-entrega da proposta (*)
X
Elaboração da monografia (*)
X X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
Acompanhamento do professor Orientador
X X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X X
X
X
X
X
X X
X
X
X
X
Análise dos resultados (*)
X
X
X
X
X
X
X
X
X
Discussão dos resultados com o professor
Orientador
X
X
X
X
X
X
X
X
X
Determinação dos protótipos a serem
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
X
Estudo Bibliográfico (*)
Elaboração dos cálculos usando software
X
X
Construídos (*)
Reunião de avaliação do andamento do
projeto junto com o professor Orientador
Emitir ordem para construção dos
X
Protótipos
Análise da escolha dos protótipos junto com o
professor Orientador
Produção de protótipos
X
X
Elaboração da apresentação da monografia
X
X
X
Parcial (*)
Entrega da monografia parcial (*)
X
Vistas dos professor Orientador
X
Defesa da monografia parcial (**)
X
Revisão da monografia parcial (*)
X
X
Vistas da monografia parcial pelo professor
Orientador
X
Análise da monografia pela banca
X
Entrega final da monografia parcial(*)
X
Vistas do professor Orientador
X
Teste de protótipos
X
26
Ano
2004
2005
Quinzena
N
D
D
J
J
F
F
M M A
A
M M J
J
J
J
A
A
2
1
2
1 2
1
2
1
2
1
2
1
2
1
2
X
X
2
1
2
1
Apresentação dos resultados para o professor
Orientador
X
X
Atualização de cronograma (*)
X
Apresentação do cronograma atualizado para
o professor Orientador
X
Análise dos resultados experimentais
X
Entrega do cronograma atualizado
X
Elaboração de apresentação do andamento
X
X
X
X
do projeto e da monografia (*)
Apresentação do item acima para o professor
Orientador
X
Reunião de Avaliação e Apresentação de
X
X
X
X
andamento do projeto (***)
Revisão final da monografia (*)
Vistas da monografia final pelo professor
Orientador
X
Entrega da monografia final
X
Reunião de avaliação do trabalho junto com o
professor Orientador
X
Elaboração da apresentação da monografia
X
X
Final (*)
Vistas da apresentação com o professor
Orientador
Defesa da monografia final (**)
X
X
Entrega final
X
Confecção de cópias da monografia
X
Entrega de cópias da monografia e Cd’s
X
(*) Reuniões semanais com o professor orientador, incluindo apresentação do referido material, para sua análise;
(**) Banca de avaliação da monografia a ser definida futuramente;
(***) Avaliação do desempenho da equipe feita pelo orientador.
Para o cronograma apresentado, ocorreram alguns atrasos no início do ano de
2005. Estes foram motivados pelas férias coletivas da Denso do Brasil. No entanto, o
adiamento das atividades previstas para este período não afetou o desenvolvimento
global do trabalho. Da observação do cronograma conclui-se que ao final de março
de 2005 todas as atividades, previstas em cronograma, estavam ocorrendo em seu
período normal.
Além destas ocorrências, houve a extensão de alguns prazos para adequação
destes ao nível de dificuldade encontrado em algumas etapas do trabalho. Porém,
este ajuste não teve implicação nos compromissos para a entrega e apresentação
do trabalho.
27
3.6
Orçamento comprometido
O orçamento está dividido entre a Tabela 2 e a Tabela 3. A Tabela 2 apresenta
o orçamento inicial do projeto, usando valores aproximados de consumo de
materiais de escritório. Na Tabela 3, tem-se os valores atuais de dinheiro já
consumido, sendo que houve uma correção de valores e de quantidades para que o
projeto pudesse ser finalizado.
Tabela 2 – Orçamento do Projeto
Item
Quantidade
Unidade
Custo unitário
(R$)
10,00
Custo total
(R$)
Funcionário (**)
258
H
2.580,00
Estagiário (**)
258
H
4,65
1.199,70
Máquinas/Câmara (**)
10
Dias
750,00
7.500,00
Peças protótipos (**)
3
Pç
7.000,00
21.000,00
Material impresso (*)
1.000
pág.
0,15
150,00
Encadernação (*)
3
Pç
50,00
150,00
Cd (*)
3
Pç
3,00
9,00
Combustível (*)
75
L
2,30
172,50
Orientação do Professor (***)
50
H
30,00
1500,00
Total
34.261,20
Total a ser financiado pelo aluno ou equipe
481,50
(*) Custos assumidos pela equipe. (**) Custos assumidos pela Denso do Brasil. (***) Custos de referência apenas para constar
na proposta.
Tabela 3 – Consumo Atual
Item
Quantidade
Unidade
Custo unitário
Funcionário (**)
185
H
10,00
1850,00
Estagiário (**)
185
H
4,65
860,25
Máquinas/Câmara (**)
9
Dias
750,00
6.750,00
Peças protótipos (**)
6
Pç
4.250,00
25.500,00
Material impresso (*)
782
pág.
0,15
117,30
Encadernação Capa Dura (*)
3
Pç
50,00
150,00
Cd (*)
2
Pç
2,00
4,00
Combustível (*)
68
L
2,40
163,20
Orientação do Professor (***)
15
H
30,00
450,00
Encadernação das Propostas e Monografia (*)
9
Pç
2,10
18,90
(R$)
Custo total
(R$)
Total
35.863,65
Total a ser financiado pelo aluno ou equipe
453,40
(*) Custos assumidos pela equipe.(**) Custos assumidos pela Denso do Brasil. (***) Custos de referência apenas para constar
na proposta.
28
Da comparação dos custos dos protótipos nas Tabelas 2 e 3, observa-se que
houve um aumento do gasto, isto se deve ao reajuste dos preços e aos volumes de
materiais que foram necessários para a finalização do trabalho.
3.7
Riscos previstos
Na Tabela 4, é apresentado o mapeamento de riscos. Para os itens com risco
considerado alto foram previstas algumas medidas de contingência, sendo que na
Tabela 4 é necessário preencher uma medida de contingência quando a gravidade
ou a probabilidade de ocorrência for maior ou igual a cinco, ou quando o índice de
risco superar o valor de 30.
Tabela 4 – Mapeamento dos Riscos do Projeto
Risco
Gravidade
(G)
(1 a 10)
Probabilidade de
ocorrência
(O)
Índice de
risco (IR =
G x O)
Medida de contingência (para
G ou O maior ou igual a 5 e
para G x O maior ou igual a
30)
(1 a 10)
Aluno ou equipe sem acesso a informações
10
3
30
Negociação com a Denso do
Brasil para liberação de
informações
8
1
8
O componente que restar
deve assumir o trabalho, e o
cronograma deve ser alterado
Importantes para realizar o trabalho
Um ou mais componentes da equipe não se
Dedica, ou desiste do projeto
Conflito entre componentes da equipe
2
1
2
Atraso dos testes
6
2
12
Alteração de cronograma
Risco
Gravidade
(G)
Probabilidade de
ocorrência
(O)
Índice de
risco (IR =
G x O)
Medida de contingência (para
G ou O maior ou igual a 5 e
para G x O maior ou igual a
30)
O projeto passa a ser a
execução de software próprio
(1 a 10)
(1 a 10)
O parceiro externo desiste de colaborar com o
10
2
20
Problema formulado não pode ser resolvido
3
1
3
Financiamento é cancelado
10
0
0
Financiamento já liberado.
Orientador abandona o projeto
10
1
10
Negociar com outro professor
da área.
Orientador não orienta
7
1
7
Negociar com outro professor
da área.
Atraso na produção dos protótipos
4
2
8
Alterar cronograma, já que há
um grande prazo entre a
janela de testes, e a entrega
final do trabalho
Dificuldade de encontrar bibliografia
5
5
25
Buscar em sites
internacionais, ou em
bibliotecas de outras
universidades.
Dificuldade de apresentar os protótipos na
10
4
40
Mostrar fotos das peças
Projeto.
defesa do projeto
29
Risco
Gravidade
(G)
(1 a 10)
Probabilida
de de
ocorrência
(O)
Índice de
risco (IR =
G x O)
Medida de contingência (para
G ou O maior ou igual a 5 e
para G x O maior ou igual a
30)
(1 a 10)
Dificuldade para retirar desenhos
10
5
50
Fazer desenhos
representativos sem o
logotipo da Denso
Imprevistos de natureza não controlada pelos
10
1
10
Negociar prazos com o
professor orientador, e alterar
o cronograma.
Participantes do projeto (incêndios, doenças,
etc)
30
4 DESENVOLVIMENTO TEÓRICO
Com a finalidade de melhor fundamentar este projeto, foi feita uma revisão da
literatura. Baseado nesta pesquisa, foi possível compreender uma série de conceitos
necessários para a execução dos cálculos de desempenho de aquecedores. As
principais fontes de consulta foram justamente aquelas as quais abordam o tema de
análise térmica de trocadores de calor de corrente cruzada com fluidos não
misturados, como pode ser visto no item 2.1 (INCROPERA, 2003 e KAYS &
CRAWFORD, 1993). Também foram importantes, neste estudo, as normas internas
e instruções de trabalho da DENSO (DENSO, 2003), para que fossem conhecidas
as restrições e orientações impostas pela empresa, bem como as necessidades do
cliente FIAT.
Além disso, foi preciso consultar o manual de instruções do software de
cálculos de performace de “heater core” SEKKEI RE0511, versão 2.03, para que
fossem realizados os cálculos de maneira correta e, também, para se entender os
resultados gerados pelo programa.
Terminado o estudo bibliográfico, procedeu-se o levantamento dos dados e das
restrições do projeto do aquecedor de ar. Isto possibilitou uma melhor orientação dos
esforços em busca da solução do problema identificado.
Percebeu-se, então, que as restrições do processo produtivo da Denso
Argentina eram muito grandes, inviabilizando modificações mais significativas na
configuração dos tubos e aletas do trocador de calor. Concluiu-se que apenas uma
configuração de tubos era possível (sete tubos em “U”), e que somente três passos
de aletas poderiam ser fabricados (0,83; 1,00; 1,11mm). Foi sugerido então modificar
outro parâmetro construtivo, a inserção de turbuladores, que promoveriam um
aumento da troca térmica do líquido através dos tubos pelo aumento do número de
Reynolds. Porém, somente poderiam ser verificados em quatro configurações (sem
turbuladores, sete turbuladores com um em cada tubo da entrada, sete turbuladores
em cada tubo da saída ou quatorze turbuladores sendo sete nos tubos de entrada
de líquido e sete nos tubos de saída). A presença destes turbuladores poderia
influenciar positivamente na troca térmica, porém ela não poderia ser calculada pelo
Software SEKKEI. Decidiu-se, então, que os turbuladores seriam avaliados somente
31
na fase experimental do projeto, caso os aquecedores de ar não alcançassem o
desempenho desejado, ou para que fosse uma alternativa para melhorar ainda mais
o desempenho, sem alterar as dimensões do trocador de calor.
Ainda na fase inicial, iniciou-se os cálculos de desempenho para os três passos
de aletas possíveis de serem fabricados. Foram utilizadas, então, as condições
impostas pela Fiat para esse tipo de equipamento (Tabela 5).
Tabela 5 – Condições de contorno para cálculo de aquecedores de ar
Temperatura de entrada do ar
-10 0C
Temperatura de entrada da água
88 0C
Vazão de água
3,3 e 8,4 l/min
Também foram mantidas as dimensões do trocador de calor atual (altura
250mm x largura 140mm x espessura 42mm), já que a empresa, alegou que uma
mudança nas dimensões do aquecedor de ar implicaria na modificação dos moldes
de injeção das carcaças. Esta modificação geraria um custo muito elevado que tanto
o cliente quanto o fornecedor não estariam dispostos a pagar, devido ao fato de o
volume de veículos exportados ser relativamente baixo.
Para proceder os cálculos, com todas as restrições citadas, variou-se a vazão
de ar, sendo que o primeiro resultado de interesse foi a perda de pressão do
aquecedor de ar em função da vazão de ar. Traçou-se, então, um gráfico com estes
valores para cada passo de aleta. Para tanto, foi utilizado o Software Microsoft
Excel. No gráfico gerado foi ajustado um polinômio de segundo grau como curvas de
tendência. Isto foi possível devido ao conhecimento da variação da perda de
pressão do ar em função da vazão de ar. O polinômio gerado é de segunda ordem,
conforme a relação entre velocidade e perda de carga.
Para que houvesse uma conclusão acerca dos dados de perda de pressão,
fez-se necessário cruzá-los com a curva do ventilador do sistema de climatização do
veículo. Como os cálculos de projeto deste componente são realizados pelo
fornecedor, não foi possível ter acesso a este dado. Então, foi proposto utilizar os
dados de um teste realizado no laboratório da Denso do Brasil. Com a curva do
32
ventilador levantada, foram traçadas as curvas de perda de pressão dos
aquecedores (com os três passos de aletas), e a curva do ventilador em um mesmo
gráfico. Para determinar a vazão de operação para cada passo de aleta, igualou-se
o polinômio aproximador de segunda ordem do ventilador com a curva de perda de
carga dos aquecedores de ar.
Determinada a vazão de operação, foi calculada a troca térmica para cada
passo de aleta em sua respectiva condição de operação (Eq. 7) e, assim pode-se
determinar e classificar os aquecedores de ar quanto ao seu desempenho.
Terminando o estudo com os passes de aletas que podem ser fabricados pela
Denso Argentina, questionou-se se estes passos estavam próximos do passo
“ótimo”, que seria a melhor relação vazão x troca térmica. Para sanar essa dúvida,
foram repetidos os cálculos para outros passos de aletas, e novamente foi utilizado o
Software SEKKEI RE0511, versão 2.03, para obter as perdas de pressão para os
diferentes passos de aletas. Então, traçou-se o gráfico de perda de pressão em
função da vazão volumétrica para cada passo. Cruzou-se a curva de perda de
pressão dos aquecedores com a curva do ventilador. Desta maneira obteve-se as
vazões de operação para os diversos passos de aletas. Por fim, foi calculada a troca
térmica para cada aquecedor de ar em sua vazão de operação.
Da união destes dados com os dados dos passos de aletas que podem ser
fabricados, gerou-se um gráfico que mostra a relação entre a taxa de transferência
de calor e o passo de aleta. Neste gráfico foi possível observar qual era o passo de
aleta que proporcionaria a maior troca térmica e, também, se os passos que podem
ser fabricados estavam próximos deste “ponto ótimo”.
Após este estudo, foram escolhidos os protótipos a serem fabricados, e foram
emitidas as requisições de fabricação de protótipos.
33
5 RESULTADOS TEÓRICOS
Para que fossem realizados os cálculos conforme descrito no Capítulo 4, foi
necessário fazer um levantamento dos dados de projeto do aquecedor. As restrições
de dimensões do trocador de calor são mostradas na Tabela 6, e as condições de
contorno para o cálculo de aquecedores são apresentadas na Tabela 5.
Tabela 6 – Restrições das dimensões para Aquecedor de Ar
Dimensão
Tamanho (mm)
Altura (H)
250
Largura (W)
140
Profundidade (D)
42
Passos de Aleta (Fin Pitch)
0,83 ; 1,00 ; 1,11
Diâmetro interno dos Tubos do Aquecedor de Ar
7
Outra restrição dimensional importante é a configuração dos tubos, os quais
devem ser em número de sete, em forma de “U”, paralelos e igualmente espaçados.
Todas as restrições dimensionais foram impostas pela Denso do Brasil devido
ao elevado custo de sua alteração. Isto se deve ao fato de ser necessário modificar
os moldes de injeção das partes plásticas e gabaritos dos aquecedores. Esta
modificação não se justifica uma vez que a melhora no desempenho do aquecedor é
necessária apenas para exportação, implicando um volume pequeno de produção.
Quanto às restrições operacionais, estas foram requeridas pela Fiat
Automóveis S. A. Como não foi especificado nenhum valor de vazão de ar, para os
cálculos iniciais de desempenho dos aquecedores, utilizou-se os valores de vazão
volumétrica especificados na DDS 1111 (Denso Design Standard) (DENSO, 2003),
como pode ser observado na Tabela 7.
34
Tabela 7 – Vazões volumétrica de ar segundo a DDS 1111 (DENSO, 2003)
Vazão volumétrica de Ar [ m3 / h]
200
250
300
350
400
450
De posse desses dados, procedeu-se o cálculo do desempenho para os
passos de aletas que poderiam ser fabricados, conforme as figuras apresentadas no
Anexo A. Simultaneamente foi levantada a curva do ventilador atualmente utilizado
para insuflar ar na unidade de climatização. Este gráfico pode ser observado no
apêndice B. Os dados desta curva foram obtidos em teste realizado no Laboratório
de Performace de A/C da Denso do Brasil, e as condições de teste foram
determinadas através da Tabela 8 .
Tabela 8 – Condições de teste do ventilador do Palio Re-style 2
Grandeza
Valor [ unidade ]
Temperatura ambiente
20 [0C]
Umidade relativa do ar
50 [%]
Volume específico do ar
0,938 [ m3 / h]
Tensão elétrica do motor
12 [Volts]
A tensão de 12V corresponde à máxima velocidade que o usuário pode acionar
no painel de comando do veículo. O motor elétrico do ventilador e seu motor são
produzidos pela Denso Sistemas Térmicos em Betim-MG.
O cruzamento da curva do ventilador com a curva de perda de carga indica o
ponto de operação do sistema trocador de calor-ventilador. A Figura 10 mostra a
curva de perda de carga para os três passos de aleta possíveis.
35
CURVA DO VENTILADOR x CURVA DE SISTEMA
1200
1000
Passos de
aletas
0,83mm
800
Δp [Pa]
1,00mm
1,11mm
600
Ventilador
400
200
0
100
200
300
400
500
600
700
VAZÃO VOLUMÉTRICA DE AR (m³/h)
Figura 10 – Perda de pressão do ar x vazão volumétrica de ar
As funções apresentadas são polinômios de segunda ordem, os quais
aproximam os pontos de forma satisfatória.
Do cruzamento destes polinômios obteve-se a vazão de operação para os três
passos de aletas, estes dados estão na Tabela 9.
Tabela 9 – Vazão volumétrica de ar na condição de operação dos aquecedores
Passo de aleta [mm]
Vazão de operação
[ m3/h]
0,83
376,4
1,00
397,8
1,11
413,3
Com estas vazões foi realizado um novo cálculo de desempenho, para que
fossem avaliados os aquecedores em sua condição de operação. Os resultados
desses cálculos de desempenho podem ser consultados no apêndice C.
Na Tabela 10, são apresentados as taxas de transferência de calor para os
passes de aletas, que podem ser produzidos em suas respectivas vazões
volumétricas de ar de operação à vazão volumétrica de 8,4l/min.
36
Tabela 10 – Taxa de transferência de calor na vazão de operação para a vazão volumétrica
de água de 8,4 l/min.
Passo de aleta [mm]
Vazão de operação
[ m3/h]
Taxa de transferência de calor [KW]
0,83
376,4
12,166
1,00
397,8
12,423
1,11
413,3
12,627
Baseado nos dados apresentados na Tabela 10, pode-se concluir que o
aquecedor com passo de aleta de 1,11mm tem desempenho superior aos demais.
Porém, esta diferença é pequena, cerca de 3,8% maior que o fabricado atualmente
(passo de aleta de 0,83mm).
Ao chegar a esta conclusão, decidiu-se examinar se não haveria um passo de
aleta diferente que pudesse proporcionar um aumento significativo da taxa de
transferência de calor.
Assim, foi calculado o desempenho para outros passes de aletas (Tabela 11),
nas mesmas condições anteriores, resultando nas tabelas do apêndice D.
Tabela 11 – Outros passes de aletas utilizados para o cálculo de desempenho do aquecedor
de ar.
Passo de aleta [mm]
0,70
1,20
1,30
1,40
1,50
2,00
3,01
3,97
5,00
Não foi possível calcular para os passos 3,00 e 4,00mm, pois o número de
aletas não seria um número natural.
37
Para a determinação da condição de operação para cada passo de aleta,
novamente traçou-se as curvas de perda de pressão dos aquecedores sobrepostas
à curva do ventilador (Figura 11).
CURVA DO VENTILADOR x CURVA DE SISTEMA
Passos de
aletas
1200
0,70mm
0,83mm
1000
1,00mm
1,11mm
800
1,20mm
Δp [Pa]
1,30mm
600
1,40mm
1,50mm
400
2,00mm
3,01mm
3,97mm
200
5,00mm
0
100
Ventilador
200
300
400
500
600
700
VAZÃO VOLUMÉTRICA DE AR (m³/h)
Figura 11 – Perda de pressão do ar x vazão volumétrica de ar para outros passes de aletas
Com base na Figura 11, determinou-se a vazão volumétrica de ar de operação
para cada passo de aleta conforme pode ser observado na Tabela 12.
38
Tabela 12 – Vazão volumétrica de ar na condição de operação dos aquecedores para vários
passes de aletas
Passo de aleta [mm]
Vazão de operação
[ m3/h]
0,70
352,6
0,83
376,4
1,00
397,8
1,11
413,3
1,20
425,7
1,30
428,0
1,40
433,6
1,50
444,9
2,00
463,2
3,01
488,1
3,97
495,5
5,00
508,4
Determinadas as vazões volumétricas de ar de operação, mais uma vez
calculou-se os desempenhos dos aquecedores com as vazões obtidas. Resultando,
assim, nos valores encontrados no apêndice E.
Para comparar os resultados do apêndice E, foi mantida a vazão volumétrica
de água em 8,4 l/min. Comparou-se então, a taxa de transferência de calor, para a
vazão volumétrica de ar na condição de operação, para os diversos passos de
aletas. Assim, foi possível elaborar a Tabela 13.
39
Tabela 13 – Taxa de transferência de calor na vazão de operação para a vazão volumétrica
de água de 8,4 l/min e para outros passos de aletas .
Passo de aleta [mm]
Vazão de operação
[ m3/h]
Taxa de transferência de calor [KW]
0,70
352,6
11,723
0,83
376,4
12,166
1,00
397,8
12,423
1,11
413,3
12,627
1,20
425,7
12,781
1,30
428,0
12,658
1,40
433,6
12,639
1,50
444,9
12,551
2,00
463,2
12,524
3,01
488,1
12,277
3,97
495,5
12,104
5,00
508,4
11,882
A partir dos resultados da Tabela 13, pode-se observar que a maior taxa de
transferência de calor ocorre com o passo de aleta de 1,20mm. Este passo é
bastante próximo ao passo de 1,11mm. Inclusive a taxa de transferência de calor
tem um acréscimo de apenas 1,2%. Aproveitando-se, ainda, os dados do apêndice
E, traçou-se a Figura 12.
40
TROCA TÉRMICA
14
12
10
Q (kW)
8
Calor (Vw = 3,3 l/min)
Calor (Vw = 6,0 l/min)
Calor (Vw = 8,4 l/min)
6
4
2
0
0
1
2
3
4
5
6
FIN PITCH (mm)
Figura 12 – Taxa de transferência de calor x passo da aleta.
Observa-se na Figura 12 que os passos de aleta que poderiam ser produzidos
pela Denso Argentina, estão muito próximos do “valor ótimo” (1,20mm). Sendo que o
passo de 1,11mm foi o que mais se aproximou.
Após reuniões entre a equipe, a gerência da Denso do Brasil e o professor
orientador determinou-se a produção de seis protótipos para a avaliação
experimental. Também foi concluído que a influência dos turbuladores deveria ser
experimentada. Assim gerou-se a lista de protótipos que deveriam ser construídos
(Tabela 14).
Tabela 14 – Protótipos fabricados.
Passo de aleta [mm]
Turbuladores
0,83
Nenhum
0,83
14 (7 entrada + 7 saída)
1,00
Nenhum
1,00
14 (7 entrada + 7 saída)
1,11
Nenhum
1,11
14 (7 entrada + 7 saída)
Ainda assim os resultados ficaram aquém do esperado. Uma vez que o projeto
já é bastante otimizado, houve pouco ganho em desempenho.
41
6 DESENVOLVIMENTO EXPERIMENTAL
Com a finalidade de confirmar os resultados calculados, foram conduzidos
testes com protótipos nas dependências do laboratório de Performace de A/C da
Denso do Brasil. Este laboratório foi construído e equipado para que fosse possível
realizar testes em protótipos e nas primeiras peças fabricadas, antes que estes
estejam disponíveis no mercado. Para tanto, a Denso conta com duas câmaras
climáticas, uma voltada para baixas temperaturas, controle de temperatura e
capacidade de aquecimento, e a outra para teste do sistema completo com
temperatura e umidade controlada.
Para os propósitos deste projeto, foi utilizado a primeira, a qual conta com um
alcance de temperatura do ar entre –200C e +250C com vazão de ar controlada.
Além deste controle, pode-se condicionar a temperatura da água (entre temperatura
ambiente e +900C) e sua vazão. O sistema de fornecimento de água permite, ainda,
a adição de aditivo (monoetilenoglicol), o qual não será utilizado nos testes
requeridos pela Fiat.
Para a realização dos testes de capacidade de aquecimento foram utilizadas as
condições em que se basearam os cálculos (Tabela 5). Enquanto que para os testes
de perda de carga do ar e perda de carga da água foram utilizadas as condições das
Tabelas 15 e 16 respectivamente.
Tabela 15 – Condições de teste de perda de carga do ar
Temperatura do ar
20 ± 1 [0C]
Umidade relativa do ar
50 ± 5 %
200 ± 20
Vazão de ar [m3/h]
300 ± 20
400 ± 20
42
Tabela 16 – Condições de teste de perda de carga do água
20 ±1 [0C]
Temperatura do água
Vazão volumétrica de água
[l/min]
3,3 ± 0,1
8,4 ± 0,1
Determinadas as condições dos testes, procedeu-se a preparação do mesmo
com a instalação de um duto, cuja área da seção transversal é igual à área aletada
do aquecedor, com comprimento total de 1,20 metros. Em uma de suas
extremidades está a câmara de vazão, devidamente vedada, a qual está instalada
no interior da câmara climática. A 0,90m da câmara de vazão, está localizado o
trocador de calor, instalado de forma que as aletas estejam paralelas às superfícies
interior e superior do duto e os tubos estejam ortogonais às mesmas.
Após o
aquecedor restam 0,30m de duto para a continuação do fluxo, sem que hajam
perturbações além das causadas pelo trocador de calor.
Finalizada a preparação do sistema de controle da vazão de ar, procedeu-se a
instalação das linhas de mangueira de agua entre o fornecedor de água quente e o
trocador de calor. Com o fornecimento de água e ar prontos, foram instalados os
sensores conforme a Tabela 17.
Tabela 17 – Sensores e posições usadas
Sensor
Local
Quantidade
Termopar tipo T
Temperatura de entrada do ar
03
Termopar tipo T
Temperatura de saída do ar
02
Termopar tipo T
Temperatura de entrada da água
01
Termopar tipo T
Temperatura de saída da água
01
Manômetro de coluna
Pressão dinâmica e estática da
d´água
câmara de vazão
Manômetro de mercúrio Pressão de entrada e saída da água
Rotâmetro
Vazão volumétrica na saída da
bomba de água
01
01
01
43
Todos os termopares foram conectados ao sistema de aquisição de dados
Fluke Hidra. Este por sua vez foi ligado ao notebook Toshiba Satellite, no qual foi
observado o comportamento dos dados de temperatura.
Após a preparação de todos os equipamentos, iniciou-se o teste de capacidade
de aquecimento. Para este teste foram medidas as temperaturas, segundo a Tabela
17, após a estabilização destas em regime permanente. Estas temperaturas foram
registradas para cada vazão de ar (Tabela 18) e vazão de água (Tabela 19).
Tabela 18 – Vazões de ar usadas para teste
Vazões volumétricas de ar [m3/h]
200 ± 20
300 ± 20
400 ± 20
Tabela 19 – Vazões de água usadas para o teste
Vazões volumétricas de água [l/min]
3,3 ± 0,1
8,4 ± 0,1
Com as temperaturas de entrada e saída da água, foi calculada a taxa de
transferência de calor pela equação 9.
q max = (m.cp ) min .(Th , e − Tc , e)
Eq. 9
Com o objetivo de completar a avaliação dos aquecedores procederam-se os
testes de perda de pressão do ar e da água.
Para o primeiro foi aplicada uma vazão de ar (Tabela 18) conhecida, com
temperatura e umidade controladas (Tabela 15), na câmara de vazão. O trocador de
calor permaneceu instalado no duto utilizado para o teste de capacidade de
aquecimento, de forma que o fluxo de ar fosse direcionado e uniforme. Mediu-se
então a pressão relativa da câmara de vazão em relação a pressão atmosférica.
Posteriomente traçou-se um gráfico relacionando a perda de pressão do ar e
suas vazões volumétricas para cada trocador.
44
Já o teste de perda de pressão da água, foi mantido o aquecedor na posição
dos outros testes, e foram instaladas tomadas de pressão na mangueira de água na
entrada e na saída do trocador de calor. Estas tomadas foram ligadas a um
manômetro de mercúrio, no qual foram mantidas as diferenças de pressões entre a
entrada e saída para as vazões de água anteriormente determinadas (Tabela 19). A
água utilizada para o teste estava sem aditivo e a temperatura de 20 ±10C (Tabela
16).
Ao final traçou-se um gráfico relacionando a perda de pressão da água e suas
vazões volumétricas para cada trocador.
Foram tiradas algumas fotos dos aquecedores de ar (Figuras 13, 14, 15 e 16).
Figura 13 – Aquecedor de Ar (vista frontal) passo 0,83mm.
Figura 14 – Aquecedor de Ar (Tubos da base).
45
Figura 15 – Aquecedor de Ar (Vista interna).
Figura 16 – Aquecedor de Ar mostando os turbuladores.
46
7 RESULTADOS EXPERIMENTAIS
Para os testes foi construído um duto de papelão com a seção transversal igual
à area aletada do aquecedor. Uma de suas extremidades foi ligada à câmara de
vazão, a qual está localizada no interior da câmara climática, enquanto que na outra
foi instalado o aquecedor com as aletas paralelas ao escoamento. Nos locais em
que foram feitas estas ligações, uma vedação criteriosa foi implantada a fim de evitar
fuga do ar frio proveniente da câmara de vazão. Um esquema dos termopares é
apresentado no anexo G. Também foi importante isolar o ar frio da câmara climática
do ambiente, com a finalidade de não influenciar nos resultados (Figura 17).
Figura 17 – Bancada de teste de capacidade de aquecimento.
Após posicionado o aquecedor foram instaladas as mangueiras de água, uma
proveniente do gerador de água quente e outras de retorno para este. Estas
mangueiras estão equipadas com conectores para tomada de pressão e
temperatura próximas ao trocador de calor.
Com o fornecimento de água e ar devidamente instalados procedeu-se a
instrumentação do sistema. No bocal de venturi da câmara de vazão e em duas de
suas paredes foram instaladas tomadas de pressão, sendo a primeira, para pressão
dinâmica (Dp), e as outras para pressão estática (Dpa). Estas pressões foram ligas
utilizando um manômetro de colunas de água. Enquanto que as pressões de entrada
e saída de água do aquecedor foram medidas utilizando um manômetro de mercúrio.
47
Foram instalados termopares tipo T nas mangueiras de entrada e saída da águas
próximas ao aquecedor. Também foram instalados três termopares na saída da
câmara de vazão, para controlar a temperatura de entrada do ar no trocador de calor
e dois termopares após o trocador de calor para medir as temperaturas de saída e
verificar se não havia diferenças significativas entre elas.
As temperaturas foram lidas através de um sistema de aquisição de dados
Fluke Hidra II e um notebook Toshiba Satélite.
Para iniciar o teste foi acionada a câmara de vazão, a qual possui quatro
ventiladores de 24 Volts similares aos utilizados em ar-condicionado para ônibus.
Esta câmara deve ser acionada primeira para que os motores dos ventiladores
estejam quentes antes que a temperatura esteja abaixo de 00C. Com isto evita-se a
formação de gelo nas pistas de contato elétrico, o que poderia danificar o motor no
momento do acionamento.
Em seguida, foi ligada a câmara climática, cuja programação foi fixada em
-100C (Figura 18). Esta câmara climática foi adquirida pela Denso do Brasil em 1998,
antes mesmo da construção do laboratório, para que no ano seguinte após a
inauguração do prédio do laboratório ela já estivesse em operação. A câmara TC,
como
é
designada
na
Denso,
possui
quatro
saídas,
podendo
operar
simultâneamente três testes, com alcançe de temperatura entre –200C e +250C.
Nela, além dos testes realizados neste projeto, é possivel a realização de teste
de controle de temperatura e de umidade do ar do sistema de ar condicionado.
48
Figura 18 – Painel de controle da câmara climática.
Para fornecer água, o gerador de água quente foi acionado com temperatura
fixada em 880C. Este gerador entrou em funcionamento juntamente com a câmara
climática. Ele é capaz de aquecer água ou água com aditivo (monoetilenoglicol)
desde a temperatura ambiente do laboratório (200C) até 1000C. Para tanto são
utilizadas dois resistores elétricos. Sua bomba pode fornecer água a uma vazão de
até 20 l/min.
O sistema de aquisição de dados foi conectado ao computador. Seu programa
exibe na tela o comportamento das temperaturas ao longo do tempo, sendo possível
armazenarem estes dados.
Com todos os equipamentos em funcionamento foi aguardada a estabilização
das temperaturas para início do teste com a primeira amostra, que era o modelo
atual com passo de aleta de 0,83mm e 14 turbuladores. Após ser atingido o estado
de regime permanente, aguardou-se mais cinco minutos, como prevê a instrução de
trabalho para este teste, para então iniciar a aquisição dos dados de temperatura
durante cinco minutos. Finalizado este período foi feita a média das temperaturas.
As temperaturas médias foram então utilizadas para o cálculo da troca térmica.
Mudou-se então a vazão de ar para um novo teste. Depois de percorridas
todas as vazões de ar para a mesma vazão de água, mudou-se a vazão de água
para que novamente fossem feitas as medições em todas as vazões de ar. Desta
49
forma, foram testadas todas as combinações de vazões de ar e de água seguindo a
norma da Denso.
O cruzamento da curva do ventilador com a curva de perda de carga indica o
ponto de operação do sistema trocador de calor-ventilador. A Figura 19 mostra a
curva de perda de carga para os três passos de aleta possíveis.
PERDA DE CARGA DO AR [Pa]
1200
1000
Passo de aletas
800
DPa [Pa}]
0,83 mm sem turbulador
0,83 mm com turbulador
1,00 mm sem turbulador
1,00 mm com turbulador
1,11 mm sem turbulador
1,11 mm com turbulador
600
Ventilador
400
200
0
0
100
200
300
400
500
600
700
VAZÃO VOLUMÉTRICA DO AR [m³/h]
Figura 19 – Perda de pressão do ar x vazão volumétrica de ar
As funções apresentadas são polinômios de segunda ordem, os quais
aproximam os pontos de forma satisfatória.
Do cruzamento destes polinômios obteve-se a vazão de operação para os três
passos de aletas, estes dados estão na Tabela 20.
Tabela 20 – Vazão volumétrica de ar na condição de operação dos aquecedores
Passo de aleta [mm]
Vazão de operação
[ m3/h]
0,83
459
1,00
510
1,11
544
Com estas vazões foi determiando nas Figuras 20 e 21 a troca térmica, para
que os aquecedores fossem avaliados em sua condição de operação.
50
TROCA TÉRMICA X VAZÃO DE AR
VAZÃO VOLUMÉTRICA DE ÁGUA 3,3 [l/min]
(DADOS EXPERIMENTAIS)
TAXA DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR [kW]
12,0
10,0
8,0
0,83 sem turbulador
1,00 sem turbulador
1,11 sem turbulador
6,0
0,83 com 14 turbuladores
1,00 com 14 turbuladores
1,11 com 14 turbuladores
4,0
2,0
0,0
150
200
250
300
350
400
450
500
550
600
650
VAZÃO VOLUMÉTRICA DE AR [m³/h]
Figura 20 – Troca térmica para vazão volumétrica de água de 3,3 l/min.
TROCA TÉRMICA X VAZÃO DE AR
VAZÃO VOLUMÉTRICA DE ÁGUA 8,4 [l/min]
(DADOS EXPERIMENTAIS)
16,0
TAXA DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR [kW]
14,0
12,0
0,83 sem turbulador
10,0
1,00 sem turbulador
1,11 sem turbulador
0,83 com 14 turbuladores
8,0
1,00 com 14 turbuladores
1,11 com 14 turbuladores
6,0
4,0
2,0
0,0
150
200
250
300
350
400
450
500
550
600
650
VAZÃO VOLUMÉTRICA DE AR [m³/h]
Figura 21 – Troca térmica para vazão volumétrica de água de 8,4 l/min.
51
Nas Tabelas 21 e 22, são apresentadas as taxas de transferência de calor para
os passes de aletas, que podem ser produzidos em suas respectivas vazões
volumétricas de ar de operação, respectivamente, 3,3 e 8,4l/min.
Tabela 21 – Taxa de transferência de calor na vazão de operação para a vazão volumétrica
de água de 3,3 l/min.
Passo de aleta
[mm]
Vazão de
operação
[m3/h]
0,83
459
Taxa de transferência
de calor [KW]
sem turbulador
8,144
Taxa de transferência de
calor [KW]
com turbulador
9,352
1,00
510
8,135
9,474
1,11
544
8,485
9,699
Tabela 22 – Taxa de transferência de calor na vazão de operação para a vazão volumétrica
de água de 8,4 l/min.
Passo de aleta
[mm]
Vazão de
operação
[m3/h]
0,83
459
Taxa de transferência
de calor [KW]
sem turbulador
11,568
Taxa de transferência de
calor [KW]
com turbulador
12,154
1,00
510
11,585
12,667
1,11
544
11,669
13,077
Baseado nos dados apresentados nas Tabelas 21 e 22, pode-se concluir que o
aquecedor com passo de aleta de 1,11 mm com turbulador apresenta desempenho
superior aos demais. Porém, esta diferença é pequena, cerca de 7,5% maior que o
passo de aleta 0,83mm, confirmando as expectativas.
Com base nos resultados a gerência de projeto da Denso do Brasil decidiu
implantar os turbuladores, pois a presença deles resultou num aumento significativo
da taxa de transferencia de calor, sendo que esse aumento foi maior do que aquele
obtido com a mudança do passo de aleta.
52
8 ADIMENSIONALIZAÇÃO
Devidos aos resultados calculados e obtidos nos testes experimentais ainda
não tenham atingidos a expectativa do cliente, foi decidido estudar o aumento de
vazão do ventilador para se obter a troca térmica desejada. Uma vez que o
aquecedor com passo de aleta 1,11mm apresentou um resultado mais próximo do
esperado, ele foi selecionado para os cálculos de aumento da vazão através da
adimensionalização.
Para o projeto, a FIAT solicitou uma especificação de 13kW para taxa de
transferência
de
calor.
Para
alcançar
esse
objetivo
foi
estudado
o
redimensionamento do diâmetro do ventilador, mantendo a mesma curvatura das
pás.
Com os dados resultantes do SEKKEI para 1,11mm (apêndice A) foi traçada a
Figura 22.
TROCA TÉRMICA
16
TAXA DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR [kW]
14
13
12
10
8
Taxa de
transferência de
calor [kW]
6
4
2
0
150
200
250
300
350
400
426,086
450
500
VAZÃO VOLUMÉTRICA DE AR [m³/h]
Figura 22 – Troca térmica passo de aleta 1,11mm.
Para a especificação desejada pela Fiat Automóveis (13 kW de taxa de
transferência de calor), foi analisada a Figura 22, na qual se partiu da taxa de
53
transferência de calor em uma reta paralela ao eixo das abscissas, até interceptar a
curva que relaciona a taxa de transferência de calor e a vazão volumétrica de ar.
Então se traçou uma reta paralela ao eixo das ordenadas para encontrar a vazão
volumétrica de ar necessária para a taxa de 13 kW, a qual é de 426,086 m3/h. Na
Figura 10, partiu-se desta vazão, com uma reta paralela ao eixo das ordenadas até
interceptar a curva de perda de pressão para o aquecedor com passo de aleta 1,11
mm. Então se traçou uma reta paralela ao eixo das abscissas para obter-se a perda
de pressão necessária para o ventilador, a qual é de 369,85 Pa. Foi então traçada a
Figura 23 com os parâmetros adimensionais para perda de pressão (Equação 12) e
vazão mássica (Equação 13).
π =
Δp
D ².N ².ρ
Eq. 12
π =
m
D ³.N .ρ
Eq. 13
1
3
onde Δp é a perda de pressão, D é o diâmetro do ventilador, N é a rotação do
ventilador, ρ é a massa específica do ar e m é a vazão mássica de ar.
O método para a obtenção dos parâmetros π1 e π2 está descritos no Anexo B.
De posse dos parâmetros adimensionais das Equações 12 e 13, foi traçada a
Figura 23 para as perdas de pressão e vazões mássicas de ar do ventilador
atualmente utilizado no projeto Fiat Palio Re-style 2.
54
CURVA DE VAZÃO ADIMENSIONAL DO VENTILADOR
0,14
PERDA DE PRESSÃO ADIMENSIONAL
0,12
0,10
2
y = -30,017x - 0,1982x + 0,1225
0,08
0,06
0,04
0,02
0,00
0,00
0,01
0,02
0,03
0,04
0,05
0,06
0,07
VAZÃO DE AR ADIMENSIONAL
Figura 23 – Curva de vazão adimensional do ventilador
Com o polinômio aproximador de segunda ordem do fenômeno, foi calculado o
diâmetro necessário para atender à condição de perda de pressão de 369,85 Pa e
vazão volumétrica de ar de 426,086 m³/h simultaneamente. Os cálculos realizados
no software MuPad Light 2.5.3 indicaram um diâmetro de 182,61 mm, o qual é
adequado. Porém por questões estratégicas da gerência esta melhoria não será
implementada neste momento. Apesar de não ser aplicada, esta sugestão serve
para facilitar desenvolvimentos de futuros projetos de sistemas de aquecimento e
condicionamento de ar.
Na Figura 24, pode-se observar a intersecção entre os parâmetros
adimensionais calculados para as condições especificadas acima (182,61 mm de
diâmetro do ventilador, vazão volumétrica de ar de 426,086 m³/h e perda de pressão
de 369,85 Pa) e a curva de vazão adimensional.
55
CURVA DE VAZÃO ADIMENSIONAL DO VENTILADOR
0,14
PERDA DE PRESSÃO ADIMENSIONAL
0,12
0,10
y = - 30,017x² - 0,1982x + 0,1225
0,08
0,06
0,04
0,02
0,00
0,00
0,01
0,02
0,03
0,04
0,05
0,06
0,07
VAZÃO DE AR ADIMENSIONAL
Figura 24 – Ponto de operação do ventilador com diâmetro 182,61 mm adimensionalizado
traçado sobre a curva de vazão adimensional do ventilador
Já na Figura 25 conclui-se que a diferença de vazão necessária para atingir o
requisito de 13 kW é pequena. A curva de vazão para o novo ventilador de diâmetro
182,61mm é muito próxima daquela apresentada pelo ventilador atual de 180 mm.
No entanto esta diferença de vazão é necessária para que a taxa de transferência
de calor desejada seja alcançada, uma vez que somente a mudança do passo de
aleta do aquecedor não se mostrou eficaz para resolver o problema.
56
CURVAS DE VAZÃO DO VENTILADOR
1200
PERDA DE PRESSÃO [Pa]
1000
800
2
y = -0,002x - 0,8371x + 1125
Ventilador Ø182,61mm
Ventilador Ø180,00mm
Aquecedor Passo de Aleta 1,11mm
600
2
y = -0,002x - 0,8098x + 1092,7
400
200
2
y = 0,0003x + 0,7393x - 35,496
0
0
100
200
300
400
500
600
700
VAZÃO VOLUMÉTRICA DE AR [m³/h]
Figura 25 – Curvas de vazão dos ventiladores e do aquecedor com passo de aleta 1,11 mm.
57
9 CONCLUSÕES
A metodologia inicialmente proposta sofreu algumas pequenas modificações,
agregando alguns cálculos, para que fossem melhores entendidas as possibilidades
que se poderia explorar na melhoria do desempenho. Foram incluídos itens
relacionados ao ventilador usado pelo sistema de aquecimento, e também foram
incluídos itens de cálculos com passos não padronizados, para que se pudesse
encontrar, para o ventilador, o passo que apresentasse melhor desempenho. Com
relação ao cronograma, ele foi cumprido, salvo algumas tarefas que foram realizadas
com atraso e alguns prazos que foram estendidos. Quanto ao orçamento, ele sofreu
algumas alterações nas quantidades de protótipos e em seus custos, o que
acresceu R$ 3.500,00, devido ao aumento da quantidade de peças, porém o preço
de cada protótipo foi renegociado. No item relacionado aos riscos, o que apresentou
mais problemas foi o acesso a informações importantes, por a empresa não permitir
dedicação exclusiva ao projeto e restringir o acesso a documentos do projeto.
Os resultados encontrados na parte teórica indicaram que o aquecedor com um
passo de aleta de 1,2mm, apresenta o melhor desempenho térmico, porém o
aquecedor que pode ser fabricado com passo de aleta mais próximo é o de 1,11mm.
Infelizmente na análise teórica não foi possível mensurar a influência dos
turbuladores no desempenho dos aquecedores. No entanto, mesmo o aquecedor de
melhor desempenho não atingiu o requisito de 13 kW de taxa de transferência de
calor exigido pela Fiat. Para que fossem satisfeitos os anseios do cliente, foi
conduzido um estudo da mudança do diâmetro do ventilador. Tal estudo envolveu
recursos matemáticos como a adimensionalização de parâmetros como vazão de ar
e perda de pressão. Ao final desta pesquisa concluiu-se que o aumento do diâmetro
para 182,61 mm seria suficiente para atender às especificações do cliente para este
produto ser qualificado para exportação.
Para os protótipos foram solicitadas 6 configurações diferentes, como
mostradas na Tabela 14. E com os resultados dos testes avaliaram-se diferentes
passos de aletas, bem como a presença dos turbuladores na entrada e na saída dos
tubos, ou a ausência destes. Durante a condução dos testes foram avaliados os
parâmetros calculados durante a etapa teórica deste projeto. A análise dos dados
58
obtidos de forma experimental nos permite concluir que as mudanças propostas
após os cálculos estão adequadas. E que de fato a mudança do passo de aleta de
0,83 mm para 1,11 mm surti resultados positivos, acrescendo em 7,5% a taxa de
transferência de calor proporcionada pelo aquecedor. Também é importante
enaltecer a redução de custo gerada pelo maior espaçamento entre as aletas do
aquecedor, o que se traduz em menos aletas instaladas por aquecedor.
Os resultados conquistados por este projeto não satisfizeram totalmente o
cliente, porém atendeu satisfatoriamente aos seus requisitos, gerando além do
cumprimento parcial das especificações técnicas, algum benefício financeiro. Para a
Denso do Brasil, o projeto representou uma nova visão da análise dos sistemas de
troca de calor, agregando conhecimento ao seu corpo técnico.
novos
projetos
poderão
se
desenvolvimento deste projeto.
basear
na
experiência
Desta maneira,
adquirida
durante
o
59
REFERÊNCIAS
/1/ FIAT AUTOMÓVEIS S.A.. Disponível em: <http://www.novopalio.com.br > Acesso
em: 09 dezembro de 2004.
/2/ INCROPERA, Frank P.; DeWITT, David P.,Transferência de Calor e de Massa,
Rio de Janeiro: UERJ; 2003.
/3/KAYS, W. M.; CRAWFORD, M. E., Convective heat and mass transfer,
Highstown: McGraw-Hill; 1993.
/4/DENSO Corporation; Sekkei RE 0511, version 2.03. Kariya:Denso; 2001.
/5/ DENSO do Brasil Ltda. Curso Básico de A/C. Curitiba: Denso, 2003.
/6/ DENSO do Brasil Ltda. DDS 1111(Denso Design Standard). Curitiba: Denso,
2003.
/7/ FRANCO, Admilson T.,Notas de aula de Mecânica dos Fluídos I, Curitiba;
2003.
60
APÊNDICE A – CÁLCULO DO DESEMPENHO PARA PASSOS DE
ALETAS FABRICADOS
61
APÊNDICE B – CURVA DO VENTILADOR
62
APÊNDICE C – CÁLCULO DO DESEMPENHO NA VAZÃO DE
OPERAÇÃO
63
APÊNDICE D – CÁLCULO DO DESEMPENHO PARA OUTROS
PASSOS DE ALETAS
64
APÊNDICE E – CÁLCULO DE DESEMPENHO DE TODOS OS
PASSOS DE ALETAS
65
APÊNDICE F – CURVAS DE DESEMPENHO
66
APÊNDICE G – PERDA DE CARGA E TROCA TÉRMICA
67
ANEXO A – VISUALIZAÇÃO DO SOFTWARE SEKKEI PARA
DIFERENTES PASSOS DE ALETAS
PASSO 0,83mm
PASSO 1,00 mm
68
PASSO 1,11mm
69
ANEXO B – PARÂMETROS ADIMENSIONAIS DO VENTILADOR
Para a obtenção dos parâmetros adimensionais é necessária a função
característica (Equação B.1).
, w)
Δp = f (D, N , ρ , m
Eq. B.1
Utilizando F (força), L (comprimento) e T (tempo) como dimensões básicas
tem-se;
Δp = F .L−2
Eq. B.2
D=L
Eq. B.3
N = T −1
Eq. B.4
ρ = F .L−4 .T 2
Eq. B.5
m = F .L−1T
Eq. B.6
w = F .T −1 L
Eq. B.7
Calculou-se então o número de termos π necessário (Equação B.8):
q = (n − k ) = (6 − 3) = 3
Eq. B.8
Onde q é a quantidade de termos π necessários, n é o número de variáveis do
problema e k é o número de dimensões básicas necessárias para descrever as
variáveis.
Construiu-se, então, termos π com variáveis dimensionalmente independentes.
π 1 = D a .N b .ρ c .Δp
Eq. B.9
π 2 = D d .N e .ρ f .w
Eq. B.10
π 3 = D g .N h .ρ i .m
Eq. B.11
Como estas combinações devem ser adimensionais, segue que para π1:
F 0 L0T 0 = (L ) (T −1 ) (FL−4T 2 ) (FL−2 )
a
b
c
Eq. B.12
70
Então, determinado os expoentes a,b e c:
c +1 = 0
Eq. B.13
a − 4c −2 = 0
Eq. B.14
− b + 2c = 0
Eq. B.15
Portanto, c=-1, b=-2 e a=-2, e o termo π1 pode ser descrito pela Equação B.16:
Δp
D .N 2 .ρ
π1 =
Eq. B.16
2
Da mesma forma para obtermos o termo π2, tem-se:
F 0 L0T 0 = (L ) (T −1 ) (FL−4T 2 ) (FLT −1 )
e
d
f
Eq. B.17
Então, determinado os expoentes d,e e f:
f +1 = 0
Eq. B.18
d − 4 f +1 = 0
Eq. B.19
− e + 2 f −1 = 0
Eq. B.20
Portanto, f=-1, e=-3 e d=-5, e o termo π2 pode ser descrito pela Equação B.21:
π2=
w
D .N 3 .ρ
Eq. B.22
5
E, seguindo o mesmo método para π3, tem-se:
F 0 L0T 0 = (L ) (T −1 ) (FL−4T 2 ) (FTL−1 )
h
g
i
Eq. B.23
Então, determinado os expoentes g,h e i:
i +1 = 0
Eq. B.24
g − 4i − 1 = 0
Eq. B.25
− h + 2i + 1 = 0
Eq. B.26
Portanto, i=-1, h=-1 e g=-3, e o termo π3 pode ser descrito pela Equação B.27:
π3 =
m
D .N .ρ
3
Eq. B.27