Ar Condicion a Do

UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ

CONDICIONAMENTO DE AR E

CONFORTO TÉRMICO

Professor: Osvaldo José Venturini

ITAJUBÁ 2013

i

ÍNDICE

1 – PSICROMETRIA E CLIMATIZAÇÃO DE AMBIENTES ........................................................ 1 1.1 – Conceitos Básicos ............................................................................................................... 1 1.2 – Propriedades do Ar Úmido .................................................................................................. 3 1.3 – A Carta Psicrométrica ......................................................................................................... 8 1.4 – Processos Clássicos Envolvendo o Ar Úmido .................................................................. 12 1.5 – Climatização de Ambientes ............................................................................................... 18 1.6 – Exercícios Propostos ......................................................................................................... 27

2 – CONFORTO TÉRMICO E QUALIDADE DO AR DE INTERIORES .................................... 29 2.1 – Conforto Térmico ............................................................................................................... 29 2.2 – A Qualidade do Ar Interno ................................................................................................. 34

3 – ESTIMATIVA DA CARGA TÉRMICA .................................................................................. 43 3.1 – Métodos de Cálculo da Carga Térmica ............................................................................. 43 3.2 – Zoneamento ...................................................................................................................... 48 3.3 – Ganho de Calor por Transmissão Térmica ....................................................................... 50 3.4 – Insolação em Superfícies Transparentes ......................................................................... 56 3.5 – Insolação em Superfícies Opacas ..................................................................................... 71 3.6 – Ganho de Calor por Ventilação e Infiltração ..................................................................... 74 3.7 – Geração Interna de Calor .................................................................................................. 80 3.8 – Ganhos de Calor da Instalação ......................................................................................... 84 3.9 – Emprego da Carta Psicrométrica ...................................................................................... 87

4 – Exemplo Completo de Cálculo da Carga Térmica .......................................................... 96 4.1 – Dados de Projeto ............................................................................................................... 96 4.2 – Identificação Qualitativa do Ganho de Calor Predominante ............................................. 97 4.3 – Valores de Projeto para as Condições Externas ............................................................... 98 4.4 – Valores de Projeto para as Condições Internas ................................................................ 99 4.5 – Características Adicionais do Edifício ............................................................................. 100 4.6 – Cargas de Ventilação e de Infiltração ............................................................................. 100 4.7 – Determinação do Ganho de Calor Por Insolação ............................................................ 103 4.8 – Determinação do Ganho de Calor Por Transmissão em Superfícies Externas .............. 105 4.9 – Determinação do Ganho de Calor Devido a Outras Transmissões ................................ 107 4.10 – Geração Interna de Calor .............................................................................................. 110 4.11 – Ganho de Calor Sensível nos Dutos de Insuflação ....................................................... 113 4.12 – Vazamentos de Ar nos Dutos de Insuflação ................................................................. 114 4.13 – Ganho de Calor Sensível dos Ventiladores de Insuflação ............................................ 114 4.14 – Infiltração nos Dutos de Retorno ................................................................................... 114 4.15 – Ganho de Calor Sensível nos Dutos de Retorno .......................................................... 115 4.16 – Ganho de Calor Devido ao Ar Externo (Renovação) .................................................... 115 4.17 – Cálculo da Carga Térmica Interna do Recinto .............................................................. 115 4.18 – Cálculo da Carga Térmica Total .................................................................................... 115 4.19 – Cálculo Psicrométrico Simplificado ............................................................................... 115 4.20 – Cálculo Psicrométrico Pelo Fator de By-pass ............................................................... 119 4.21 – Diferença de Temperatura na Insuflação ...................................................................... 122

5 – SISTEMAS DE CONDICIONAMENTO DE AR .................................................................. 124

ii

5.1 – Classificação das Instalações de Ar Condicionado ......................................................... 124 5.2 – Sistemas de Zona Única ................................................................................................. 128 5.3 – Sistemas de Ar com Reaquecimento Terminal ............................................................... 130 5.4 – Sistemas Ar-Água ........................................................................................................... 138 5.5 – Sistemas Apenas Água ................................................................................................... 149 5.6 – Sistemas de Expansão Direta ......................................................................................... 153 5.7 – Exercícios Propostos ....................................................................................................... 157

6 – MELHORIAS ENERGÉTICAS POSSÍVEIS ....................................................................... 163 6.1 – Melhorias Relativas à Estrutura ...................................................................................... 163 6.2 – Melhorias Relativas ao Sistema de Condicionamento de Ar .......................................... 166 6.3 – Projeto do Sistema .......................................................................................................... 166 6.4 – Melhorias por Tipo de Sistema de Ar Condicionado ....................................................... 170 6.5 – O Ciclo Economizador ..................................................................................................... 172 6.6 – Controle pela Temperatura de Bulbo Seco ..................................................................... 173 6.7 – Resfriamento Evaporativo ............................................................................................... 177 6.8 – Controle e Regulagem .................................................................................................... 178 6.9 – Uso de Motores Eficientes .............................................................................................. 179 6.10 – Uso de Inversores de Freqüência (VSD) ...................................................................... 180 6.11 – Rendimentos dos Equipamentos de Condicionamento de Ar ....................................... 181 6.12 – Troca dos Resfriadores de Líquido ............................................................................... 185

7 – TERMOACUMULAÇÃO .................................................................................................... 188 7.1 – Introdução ....................................................................................................................... 188 7.2 – Definição do Problema .................................................................................................... 189 7.3 – Armazenagem Total e Armazenagem Parcial de Frio .................................................... 191

Prof. Osvaldo J. Venturini (UNIFEI/IEM Itajubá – MG) 1

1 – PSICROMETRIA E CLIMATIZAÇÃO DE AMBIENTES

1.1 – Conceitos Básicos

O ar atmosférico é na verdade uma mistura de vários gases, vapor d’água e inúmeros

poluentes. Excetuando-se os poluentes, que variam consideravelmente de uma localidade a

outra, a composição do ar seco é relativamente constante, variando apenas ligeiramente com o

tempo, localização e altitude.

Tabela 1.1: Composição do ar seco.

Constituinte Massa Molecular Fração em Volume

Oxigênio 32,000 0,2095

Nitrogênio 28,016 0,7809

Argônio 39,944 0,0093

Dióxido de carbono 44,010 0,0003

O ar e o vapor d’água podem ser considerados gases perfeitos porque:

• A temperatura do ar é elevada em relação à temperatura crítica dos gases que o

compõem.

• A pressão de vapor é baixa em relação à pressão de saturação.

O erro incorrido ao se admitir o ar como um gás perfeito para o cálculo de suas

propriedades é menor do que 0,7%, podendo-se manter esta hipótese para pressões de até

aproximadamente três atmosferas. Assim, a partir da composição dada na tabela acima, pode-

se escrever:

TRTMRvp a

a== (1.1)

Ma = 28,965 (massa molecular do ar seco)

R = 8314 J/(kgmol-K) = 1545,32 (ft-lbf)/(lbmol-R), constante universal dos gases

Ra = 287 J/kg-K = 53,352 (ft-lbf)/(lbm-R)

A maioria dos processos de condicionamento de ar envolve na verdade uma mistura de ar

seco e vapor d’água. A quantidade de vapor d’água pode variar de zero a um máximo

determinado pela temperatura e pressão da mistura (ar saturado).


Ar saturado: estado de equilíbrio entre o ar úmido e as fases líquida e vapor da água.

M = 18,015 (massa molecular da água)

Rv = 462 J/kg-K = 85,78 (ft-lbf)/(lbm-R)

A atmosfera padrão (EUA) é definida como:

• g = 9,807 m/s2 = 32,174 ft/s2

• T = 15 °C = 288,1 K = 59,0 F

• P = 101,039 kPa = 29,921” Hg (nível do mar)

• A atmosfera é constituída de ar seco, que se comporta como um gás perfeito.

Nas condições acima, a densidade do ar atmosférico é ρ = 1,115 kg/m3 = 0,0765 lbm/ft3.

Muitas vezes, a pressão atmosférica padrão é tomada igual a 101,325 kPa (= 14,696

lbf/m2 = 30” Hg) e a temperatura atmosférica padrão igual a 21°C (= 70ºF). A pressão

atmosférica varia com a altitude e pode ser calculada através da relação

HbaP += (1.2)

Tabela 1.2: Constantes para a equação p = a + b H

Constante H ≤ 1220 m (4000 ft) H > 1220 m (4000 ft)

SI IP SI IP

a 101,325 [kPa] 29,92 99,436 [kPa] 29,42

b - 0,01153 [kPa/m] - 0,001025 - 0,010 [kPa/m] - 0,0009

Lei de Gibbs e Dalton: a pressão de uma mistura de gases perfeitos é igual à soma das

pressões parciais dos constituintes da mistura.

Pode-se então escrever para a pressão do ar úmido:

vArCOON PPPPPP 222 ++++= (1.3)

Como os vários constituintes do ar seco podem ser considerados um único gás, a

equação acima reduz-se a:

va PPP += (1.4)


1.2 – Propriedades do Ar Úmido

1.2.1 – Umidade Relativa

P,Tsat

vxx

PeTmesmaàsaturadoarnovapordomolarfraçãoúmidoarnoágua'dvapordomolarfração

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡==φ (1.5)

Da hipótese de gases perfeitos,

P,Tsat

v

sat

v

sat PP

Págua'dvapordoparcialpressão

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡ρρ

===φ (1.6)

onde ρv e ρsat são ditas densidades absolutas do vapor d’água (massa de água por unidade de

volume da mistura). A Figura 1-1 ilustra o significado físico da umidade relativa.

Figura 1-1: Diagrama T – s para o vapor d´água no ar.

1.2.2 – Umidade Absoluta

vatm

v

v

a

a

v

v

a

aa

vvpP

PRR

PP

RR

TR/VPTR/VP

osecardemassaágua'dvapordemassaW

−==== (1.7)

onde: Patm = pressão atmosférica local (pressão barométrica), considerada fixa para cada carta.

Pode-se deduzir a seguinte relação entre φ e W:

vatm

vPP

P622,0W−

⋅= (1.8)


1.2.3 – Grau de Saturação

P,TsatW

WPeTmesmaàsaturadamisturaumadeabsolutaumidade

misturadaabsolutaumidade⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡==μ (1.9)

1.2.4 – Ponto de Orvalho

Temperatura de uma mistura saturada à mesma pressão e umidade absoluta que a

mistura dada. À medida que esta mistura é resfriada à pressão constante, a temperatura a qual

começa a condensação é o ponto de orvalho (Figura 1-2). Deve-se ressaltar que To, W e Pv

não são propriedades independentes.

Figura 1-2: Diagrama T – s para o vapor d´água no ar e o ponto de orvalho.

1.2.5 – Entalpia

A entalpia de uma mistura de gases é igual a soma das entalpias dos componentes da

mistura. Assim, para o ar úmido, a entalpia (H) é igual à soma das entalpias do ar seco (Har) e

do vapor de água (Hv), como mostra a Eq. (1.10).

vvararvar hmhmHHH +=+= (1.10) onde: har entalpia específica do ar seco [J/kg]; hv entalpia específica do vapor de água [J/kg]; mar massa de ar seco na mistura [kg]; mv massa de vapor de água na mistura [kg].

Dividindo-se a Eq. (1.10) pela massa de ar seco, obtém-se a entalpia específica do ar

úmido (h).

varvar

var hWhh

mmhh +=+= [J/kg ar seco] (1.11)


Tomando como referência a entalpia do ar úmido, h = 0, para a temperatura de zero grau

Celsius, tem-se:

Tchh

Tch

v,plvv

ar,par

+=

= (1.12)

Assim a equação para a entalpia do ar úmido pode ser escrita como segue:

( )TchWTch v,plvar,p ++= (1.13)

onde: ar,pc é o calor específico médio à pressão constante do ar seco;

v,pc é o calor específico médio à pressão constante do vapor superaquecido;

hlv é o calor latente de vaporização da água.

O calor específico à pressão constante do ar seco varia com a temperatura, mas pode

ser tomado como um valor médio constante sem incorrer em erros significativos, o mesmo

acontecendo para o calor específico do vapor superaquecido. Os valores médios para estas

grandezas são:

]kg/kJ[0,2502h]Ckg/kJ[805,1c]Ckg/kJ[004,1c lvv,par,poo ===

( )]C[T805,12502W]C[T004,1h oo ++= [kJ/kg] (1.14)

Observação: Utilizando a temperatura em oC, pode-se obter também:

( )T0,46595WT0,24h ++= [kcal/kg]

1.2.6 Volume Específico

O volume específico do ar úmido (v) é definido como a razão entre o volume da mistura

em m3 e a massa de ar seco em kg, como mostra a Eq. (1.15):

vatm

ar

ar

ar

ar PPTR

PTR

mV

−===v (1.15)

Utilizando a Eq. (1.8) para expressar a pressão parcial do vapor (Pv), obtém-se:

atm

arP

TR)W6078,11( ⋅+=v (1.16)


1.2.7 – Temperatura de Saturação Adiabática

Percebe-se que o estado do ar úmido não é completamente especificado pela pressão e

temperatura, exceto em condições de saturação. Isto se dá justamente pelo fato da mistura

poder conter diferentes quantidades de vapor d’água, sendo então necessário especificar uma

propriedade adicional, por exemplo, φ, W ou h. Neste ponto, é pertinente introduzir o conceito

de saturação adiabática.

Figura 1-3: Esquema de um dispositivo de saturação adiabática (Stoecker e Jones, 1985).

O saturador adiabático é um dispositivo isolado termicamente da vizinhança e no interior

do qual uma corrente de ar úmido não saturado à temperatura T1 entra em contato com água

líquida saturada à temperatura T2, sendo T1 maior do que T2. Parte desta água se evaporará

para o ar, sendo que o calor latente de vaporização será retirado em última instância do próprio

ar, diminuindo assim a sua temperatura. Se a área de transferência de calor e de massa for

suficientemente grande, haverá uma única temperatura T2 que se manterá constante e que fará

com que a mistura gasosa esteja saturada de umidade a esta mesma temperatura na saída do

saturador. Esta temperatura T2 para a qual φ = 100% é então denominada temperatura de

saturação adiabática, T2*, ou temperatura termodinâmica de bulbo úmido.

De um balanço de energia para operação em regime permanente do dispositivo

mostrado, pode-se mostrar que:

)hh(

hW)TT(cW *

w1,v

*2,lv

*2,sat1

*2ar,p

1−

−−= (1.17)

2,v2

2,v*2,sat PP

P6219,0W

−= (1.18)

Nas equações acima o sobrescrito * refere-se a condições de saturação adiabática.

Assim, tem-se:


*2

*2,sat

*2

*w

*2

*w

*2,v

*lv

TatemperaturàsaturadoardoabsolutaumidadeW

Tatemperaturàlíquidaáguadaentalpiah

Tatemperaturàáguadaovaporizaçãdeentalpiahhh

≡

≡

≡−=

Percebe-se então que W1 é função de T1, P1, P2 e T2

* de modo que a temperatura T2*

poderia ser usada para se especificar completamente o estado do ar úmido. Todavia, o

saturador adiabático também não é uma maneira prática de se determinar T2* porque ele

deveria ser infinitamente longo na direção do escoamento. O psicrômetro (Figura 1-4) é um

dispositivo prático utilizado para se substituir o saturador adiabático. Este dispositivo consiste

basicamente de dois termômetros, um dos quais tem o bulbo coberto por um algodão

embebido em água conforme esquematizado na Figura 1-5. As temperaturas indicadas por

estes dois termômetros são então chamadas de temperatura de bulbo seco, Tbs, e temperatura

de bulbo úmido, Tbu. A temperatura Tbs corresponde à temperatura T1 do saturador adiabático

enquanto Tbu é uma aproximação de T2*. As pressões P1 e P2 correspondem à pressão

barométrica ou à pressão total da mistura, admitida constante ao longo do dispositivo.

Figura 1-4: Um psicrômetro instalado em um duto (McQuiston e Parker, 1994).

O erro (Tbu - T2*) é menor do que 0,27°C para o ar úmido desde que as seguintes

condições sejam cumpridas:

• Temperaturas atmosféricas acima de 0 °C;

• Tbs – Tbu ≤ 11 °C;

• Ausência de fontes atípicas de radiação;

• V ≥ 0,5 m/s;

• O termômetro de bulbo úmido não está envolvido por nenhuma blindagem protetora.


Figura 1-5: Termômetros de bulbo seco e de bulbo úmido.

Portanto, para a maioria dos problemas de engenharia a temperatura de bulbo úmido

obtida de um psicrômetro instalado e operado adequadamente pode ser utilizada em

substituição à temperatura de saturação adiabática.

1.3 – A Carta Psicrométrica

Em 1911, Willis H. Carrier publicou a primeira carta psicrométrica, um diagrama

desenvolvido com base em relações entre as propriedades do ar úmido. Em 1983, R. W.

Hyland e A. Wexler publicaram fórmulas baseadas na escala termodinâmica de temperatura

que constituíram o alicerce para a determinação das propriedades termodinâmicas do ar úmido

relacionadas no ASHRAE Handbook, Fundamentas Volume (ASHRAE, 1993).

A carta psicrométrica, como a conhecemos atualmente, é uma representação gráfica das

propriedades do ar úmido desenvolvida para facilitar os cálculos de engenharia. As cartas

psicrométricas são baseadas em dados termodinâmicos precisos, incluindo-se aqui a

temperatura de saturação adiabática em vez da temperatura de bulbo úmido e relaxando-se a

hipótese de gases perfeitos. Podem ser observadas as seguintes características da cartas

psicrométricas (ver cópias das cartas fornecidas):

• Eixo horizontal: temperatura de bulbo seco.

• As linhas de temperatura de bulbo seco são retas mas não exatamente paralelas,

inclinando-se ligeiramente para a esquerda.

• Eixo vertical direito: umidade absoluta (escala uniforme com linhas horizontais).

• A linha de saturação aparece à esquerda, uma linha curva com a concavidade

voltada para cima.

• As temperaturas de bulbo seco, de bulbo úmido e de orvalho de mesmo valor

convergem para um mesmo ponto sobre a linha de saturação.

• As linhas de umidade relativa constante têm formato semelhante àquele da curva de

saturação e apresentam-se regularmente espaçadas desta.


• A escala para a entalpia é desenhada obliquamente do lado esquerdo da carta,

sendo as linhas de entalpia constante inclinadas para baixo, à direita.

• Embora as linhas de temperatura de bulbo úmido constante pareçam coincidir com

as linhas de entalpia, elas não são paralelas umas às outras, divergindo

gradualmente.

• O espaçamento entre as linhas de temperatura de bulbo úmido constante não é

uniforme.

• As linhas de volume específico constante apresentam-se inclinadas de um ponto

superior à esquerda até um ponto inferior à direita e não são paralelas umas às

outras.

• Um “transferidor” com duas escalas aparece no canto superior esquerdo: uma escala

dá a fração de calor sensível do calor total transferido em um processo e a outra dá a

razão entre a variação de entalpia e a variação de umidade absoluta.

• Os valores de entalpia, volume específico e umidade absoluta são todos referidos à

unidade de massa do ar seco.

Embora as cartas psicrométricas ainda sejam amplamente utilizadas em vários aspectos

dos projetos em RAVA, a disponibilidade de programas computacionais para se determinar as

propriedades do ar úmido veio facilitar vários dos cálculos envolvidos. Programas

computacionais têm ainda a vantagem adicional de se poder facilmente considerar qualquer

pressão da mistura.


Figura 1-6: Carta psicrométrica para o nível do mar.

1020

3040

5060708090100

110

120

EN

THAL

PY -

KJ P

OR

O Q

UIL

OG

RAM

A SE

CO

DO

AR

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

ENTHALPY - K

J POR O

QUILO

GRAMA SECO D

O AR

TEMPERATURA D

O SATURATIO

N - °C

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

SECA TEMPERATURA DE BULBO - °C

24681012141618202224262830

10%

REL

ATI

VA U

MID

AD

E

20%

30%

40%

50%

60%

70%

80%

90%

5

5

10

10

15

15

20

20

25

25

30 T

EMPE

RATU

RA IS

OBÁ

RICA

- °C

30

0,78

0,80

0,82

0,84

0,86 VOLUME - CUBIC METER PER KG DRY AIR

0,88

0,90

0,92

0,94

RELAÇÃO DA UMIDADE - UMIDADE DOS GRAMAS POR O AR SECO DO QUILOGRAMA

CIE

DA

DE

AM

ERIC

AN

A D

E R

EFR

IGER

ATI

NG

DO

HEA

TIN

G E

DE

CO

OR

DEN

AD

OR

ES D

O A

R C

ON

DIC

ION

AD

O, I

NC

.

NÍV

EL D

E M

AR

0

1.0

1.0

∞-

1,5

2,0

4,0

-4,0

-2,0

-1,0

-0,5

-0,2

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,60,7

0,8

-5,0

-2,0

0,0

1,0

2,0

2,5

3,0

4,0

5,0

10,0

- ∞∞

CA

LOR

SEN

SIB

LEQ

sTO

TALI

ZE O

CA

LOR

Qt

ENTH

ALP

YH

UM

IDIT

Y R

ATI

O∆

h∆

W


Figura 1-7: Carta psicrométrica para a cidade de São Paulo (760 m).


1.4 – Processos Clássicos Envolvendo o Ar Úmido

As leis de conservação básicas são:

• Lei da conservação da massa

• Lei da conservação da energia ou primeira lei da termodinâmica

Os processos envolvendo o ar úmido podem ser facilmente entendidos mediante a sua

representação na carta psicrométrica.

1.4.1 – Aquecimento ou Resfriamento Sensível

Figura 1-8: Processos de aquecimento e resfriamento sensível.

• Variação somente da temperatura de bulbo seco

• Umidade absoluta constante (linha horizontal na carta psicrométrica)

• Estes processos ocorrem em um trocador de calor

Em condições de regime permanente,

2ars1ar hmqhm && =+ (1.19)

Obs.: os resultados para qs são sempre positivos, sendo o sentido do fluxo de calor indicado

pelos termos aquecimento ou resfriamento.

Da hipótese de gás perfeito, a equação acima pode ser rescrita:

)TT(cmq 21pas −= & (1.20)

v,par,pp cWcc += (1.21)

Na faixa de temperaturas de interesse,


C.kg/kJ0,1c o

pa = Ckg/kJ86,1c opv ⋅=

W ≅ 0,01 kg/kg-ar

Logo: C.kg/kcal243,0Ckg/kJ02,1c oop ≅≅

1.4.2 – Resfriamento e Desumidificação

Este processo é realizado em serpentinas de resfriamento e desumidificação conforme

mostrado na Figura 1-9.

Figura 1-9: Processo de resfriamento e desumidificação do ar.

Quando o ar úmido é resfriado até uma temperatura abaixo do seu ponto de orvalho,

parte do vapor d’água se condensa e deixa a corrente de ar. De um balanço de massa e

energia, pode-se deduzir a equação:

)hh(mh)WW(m)hh(mq 21arw21ar21ar −≅−−−= &&& (1.22)

)WW(mm 21arw −= && (1.23)

A transferência total de calor dada acima pode ser imaginada ocorrendo em dois

processos não simultâneos:

• Retirada de calor latente à temperatura constante T1

lv21ara1arl h)WW(m)hh(mq −=−= && (1.24)

• Retirada de calor sensível à umidade absoluta constante

)TT(cm)hh(mq 21par2aars −=−= && (1.25)


Obviamente,

sl qqq += (1.26)

Define-se neste ponto o fator de calor sensível - FCS (sensible heat factor - SHF):

ls

sqq

qFCS+

= (1.27)

1.4.3 – Aquecimento e Umidificação

Neste processo, o ar recebe calor sensível e latente como mostrado na Figura 1-10.

Figura 1-10: Vista esquemática de um dispositivo de aquecimento e

umidificação do ar (McQuiston e Parker, 1994).

Este é um processo requerido durante os meses de inverno nos países frios. Mais uma

vez, de um balanço de massa e energia,

2arww1ar hmhmqhm &&& =++ (1.28) WmmWm arw1ar &&& =+ (1.29) de onde obtém-se:

ww12

12 hm

qWh

WWhh

+=ΔΔ

=−−

& (1.30)

Embora a equação acima represente uma linha reta conectando os estados inicial e final

na carta psicrométrica, na prática o processo é dividido em duas etapas, 1-a e a-2, como

mostrado na Figura 1-11.


Figura 1-11: Processo típico de aquecimento e umidificação do ar (McQuiston e Parker, 1994). 1.4.4 – Umidificação Adiabática

O ar pode ser umidificado sem que lhe seja transferido grandes quantidades de calor

sensível (Figura 1-12), fazendo-o passar sobre uma bandeja de água quente ou simplesmente

pela injeção direta de água quente ou vapor. A água deve ser aquecida durante o processo a

fim de fornecer o calor latente necessário para a sua evaporação.

Figura 1-12: Umidificação adiabática do ar.

Para a adição de umidade ao ar sem a adição de calor, tem-se um caso especial do

processo anterior (q = 0) e a equação correspondente é:

w12

12 hWh

WWhh

=ΔΔ

=−− (1.31)

As várias direções possíveis para este processo não mostradas na Figura 1-13:

• Linha vertical (ar apenas umidificado): a água injetada encontra-se na condição de

vapor saturado à temperatura de bulbo seco da corrente de ar, Tbs.

• Linha oblíqua à direita (ar aquecido e umidificado): a entalpia da água injetada é

maior do que a entalpia do vapor saturado a Tbs.


• Linha oblíqua à esquerda (ar resfriado e umidificado): a entalpia da água injetada é

menor do que a entalpia do vapor saturado a Tbs.

• Linha Tbu = constante (ar resfriado e umidificado): água líquida é injetada à

temperatura de bulbo úmido da mistura, Tbu.

Figura 1-13: Processos de umidificação adiabática do ar (McQuiston e Parker, 1994).

1.4.5 Aquecimento e Desumidificação.

Quando o ar passa por um desumidificador químico o vapor de água é absorvido ou

adsorvido por uma substância higroscópica, como por exemplo, a sílica gel, a alumina ativada

e o cloreto de cálcio ou lítio. No caso ideal o processo ocorre adiabaticamente, portanto a

entalpia do ar se mantém constante. Assim, desde que a umidade absoluta do ar é reduzida, a

sua temperatura deve aumentar, como mostrado no processo 1-2 da Figura 1-14.

Figura 1-14: Desumidificação Química.

No processo real, há um aumento de entalpia e, portanto o estado final do ar corresponde

ao 2’ da Figura 1-14. Este aumento de entalpia ocorre porque o calor liberado durante o

processo de absorção ou adsorção é maior que o calor latente de condensação do vapor de


água, e também porque na prática os materiais utilizados nestes desumidificadores cedem ao

ar uma parte do calor absorvido durante seu processo de regeneração.

1.4.6 – Mistura Adiabática de Duas Correntes de Ar Úmido

Figura 1-15: Mistura adiabática de duas correntes de ar úmido.

Em condicionamento de ar é bastante comum a mistura de duas correntes de ar. Este

processo normalmente se dá adiabaticamente e em condições de regime permanente. De um

balanço de energia e de um balanço de massa para o ar seco e o vapor d’água, obtém-se:

2,ar

1,ar

13

32

13

32mm

WWWW

hhhh

&

&=

−−

=−− (1.32)

Figura 1-16: Processo de mistura adiabática de duas correntes

de ar úmido (McQuiston e Parker, 1994).

O estado final das correntes misturadas localiza-se em um ponto intermediário sobre uma

linha reta ligando os estados 1 e 2. O comprimento dos vários segmentos é proporcional às

massas de ar misturado da seguinte maneira (Figura 1-16):


1213

mm

;1232

mm

;1332

mm

3,ar

2,ar

3,ar

1,ar

2,ar

1,ar ===&

&

&

&

&

&

Embora a rigor devam-se usar vazões em massa, resultados aproximados podem ser

obtidos utilizando-se vazões volumétricas.

1.5 – Climatização de Ambientes

1.5.1 – Sistema de Climatização Típico

Um sistema de condicionamento de ar envolve uma combinação adequada dos

processos estudados acima. A combinação específica utilizada depende do objetivo final,

notadamente se climatização para verão ou inverno. Dentro destas divisões, particularidades

do clima de uma dada região podem exigir a inclusão de algum processo psicrométrico

específico.

Um sistema de climatização típico é mostrado na Figura 1-17. Podem ser observados os

dutos para transporte do ar e o equipamento condicionador propriamente dito. Os principais

elementos deste último são: ventiladores, serpentinas de resfriamento e de aquecimento,

filtros, umidificador, venezianas para controle da vazão (dampers) e difurores.

Figura 1-17: Vista esquemática de um sistema de condicionamento de ar típico.

Podem também ser definidas as seguintes vazões:

• INSV& Vazão de ar suprido ao ambiente climatizado que passou por processos de

condicionamento.


• INFV& Vazão não intencional de ar externo para o interior do ambiente climatizado

através de frestas, portas e janelas.

• RETV& Vazão de ar conduzido pelo sistema de condicionamento para fora do

ambiente climatizado.

• EXFV& Vazão não intencional de ar interno para o exterior do ambiente climatizado

através de frestas, portas e janelas.

• EXAV& Vazão de ar para o exterior do ambiente através de chaminés, lareiras,

sistemas de ventilação local exaustora, etc.

• RECV& Vazão de ar removida do ambiente condicionado que se pretende reutilizar

como parte do ar suprido.

• ALVV& Vazão de ar removida do ambiente climatizado e descarregada na atmosfera

para dar lugar à vazão de ar fresco.

• RENV& Vazão de ar fresco da atmosfera externa, admitida livre de contaminantes,

requerida pelos ocupantes para compensar as vazões de exaustão, alívio e

exfiltração.

Define-se ainda:

• VENV& Fração do ar suprido ao ambiente composta de ar externo mais ar recirculado

devidamente tratado.

Em alguns casos, a vazão de ar de ventilação requerida para se manter a qualidade do

ar interno pode ser menor do que a vazão de ar suprido devido a exigências de conforto

(manutenção da temperatura e umidade). Em outros casos, a vazão mínima de ar suprido é

fixada por requerimentos de ventilação para se manter a qualidade do ar interno.

Aplicando-se a equação da continuidade a um VC em torno do ambiente climatizado e

admitindo-se um valor constante para a densidade do ar:

EXAEXFRETINFINST VVVVVV &&&&&& ++=+= (1.33) 1.5.2 – Condicionamento de Ar no Verão

A seguir, é feito um exemplo de condicionamento de ar típico do verão.


Exemplo 1-1: Um dado espaço deve ser mantido a Tbs = 25,5 ºC e Tbu = 18,5 ºC. O ganho de

calor total pelo espaço é de 5 TR, dos quais 3,5 TR sob a forma de calor sensível. A vazão de

ar externo requerida pelos ocupantes é de 850 m3/h, cuja temperatura e umidade relativa são

32 ºC e 55%, respectivamente. Determinar a vazão e o estado do ar suprido ao espaço

climatizado e a capacidade requerida do equipamento de resfriamento e desumidificação.

Solução:

Dado – Espaço a ser condicionado durante o verão cuja carga térmica é conhecida.

Incógnitas – (a) VINS = V2; (b) Estado no ponto 2; (c) qc Esboço – Da observação da figura abaixo, pode-se afirmar o seguinte:

Figura 1-18: Vista esquemática do sistema de resfriamento e desumidificação

do ar do Exemplo 1-1 (McQuiston e Parker, 1994). • Para fins de projeto, o ponto 3 corresponde às condições a serem mantidas no espaço

climatizado, Tbs = 25,5 ºC (78ºF) e Tbu = 18,5 ºC (65ºF). Isto é, o ar ambiente no estado 2,

após receber a carga térmica q = 5 TR (60.000 Btu/h), não deve ultrapassar o limite

estipulado.

• O ponto 2 corresponde então ao estado do ar suprido ao ambiente climatizado, resfriado e

desumidificado a temperaturas de bulbo seco e úmido abaixo daquelas estipuladas acima

já que absorverá ainda as cargas sensível e latente.

• A introdução de ar fresco no ponto 0 se deve à necessidade de se manter uma

porcentagem mínima de oxigênio requerida pelos ocupantes bem como de se limitar a

concentração de poluentes abaixo de valores máximos prescritos por normas técnicas.

Porém, esta vazão de ar deve ser a menor possível a fim de se minimizar o consumo de

energia para condicionamento.

• A utilização de ar de recirculação, ponto 4, visa também diminuir o consumo de energia.

Obviamente, quanto maior esta vazão, maior a redução no consumo.


Hipóteses:

1. Transferências de calor nos dutos desprezíveis;

2. Ganhos de calor dos ventiladores desprezíveis;

3. Operação em regime permanente;

4. O processo de mistura das correntes 0 e 4 se dá adiabaticamente;

5. Nível do mar;

6. As infiltrações de ar no ambiente condicionado são desprezíveis;

7. Contaminação no ambiente admitida desprezível.

Análise:

De um balanço de energia para um VC em torno do ambiente climatizado, pode-se determinar

a vazão de ar necessária no ponto 2 de modo a se manter as condições estipuladas para o

ponto 3. Obviamente, esta vazão é dependente das condições fixadas para o ponto 2, que por

sua vez são função das características operacionais do equipamento, da qualidade desejada

para o ar interno e do nível de conforto requerido pelos ocupantes. Uma regra prática bastante

utilizada por projetistas de sistemas de ar condicionado é fazer a umidade relativa do ponto 2

igual a 90%. Tem-se, portanto, das equações da energia e da continuidade:

3322 hmqhm ,ar,ar && =+ 23 ,ar,ar mm && =

de onde: 23

22 hhqmm ,ar,ar −

== &&

Da carta psicrométrica, h3 = 53 kJ/kg-ar. A fim de se fixar o estado 2, determina-se FCS:

7000553 ,,,

QQFCS

T

S ===

e o estado 2 se situa sobre o cruzamento da linha definida por este valor de FCS, partindo-se

do ponto 3, e a umidade relativa de 90% (ver Figura 1-19). Logo, h2 = 32,0 kJ/kg-ar e v2 = 0,842

m3/kg-ar. O estado 2 está assim fixado. O segmento 23 é denominado curva de carga do

recinto e representa o processo de aquecimento e umidificação do ar ao percorrer o recinto.

Pode-se agora determinar a vazão de ar no ponto 2:

s/kg,kg/kJ),,(TR/kW,xTRm

.a 860

0330535135

2=

−=


h/ms/m,,x,vmV ,ar33

222 260672408420860 ==== &&

A linha conectando os pontos 1 e 2 representa o processo de resfriamento e desumidificação

do ar, admitindo-se mais uma vez não haver ganhos de calor nos dutos entre os pontos 1’ e 2.

Realizando-se um balanço de energia e de massa em um VC em torno da unidade de

condicionamento,

C,ar,ar qhmhm += 2211 & 21 ,ar,ar mm &=

logo: C,ar,ar qhmhm += 2211 &

A fim de se determinar a capacidade da unidade de resfriamento e desumidificação, o estado 1

deve então ser determinado. Para tal, faz-se a análise do processo de mistura das correntes 0

e 4, sendo o estado 0 conhecido (Tbs =32 ºC (90ºF) e 55%). Portanto,

kg/m,vqualnavVm ,ar

30

0

00 8880==

&&

s/kg,h/kg,

m ,ar 2709578880

8500 ===

A equação da continuidade aplicada a um VC em torno do misturador resulta em

2140 ,ar,ar,ar,ar mmmm &&&& ==+

s/kg,,,mmm ,ar,ar,ar 590270860024 =−=−= &&&

Admitindo-se que este processo de mistura se dê adiabaticamente e desprezando-se

quaisquer perdas nos dutos entre os pontos 3 e 4, pode-se escrever:

3130860270

3031

1

0 ,,,

mm

,ar

,ar ===&

& 30313031 x,=

e o ponto 1 pode ser localizado graficamente na carta psicrométrica. São obtidos os valores

Tbs,1 =27,2 ºC e Tbu,1 = 21,8 ºC. Da carta psicrométrica, h1 = 60,0 kJ/kg-ar e pode-se calcular a

capacidade de refrigeração requerida do equipamento. Sendo esta dada por:


Figura 1-19: Representação dos processos psicrométricos do Exemplo 1-1

(McQuiston e Parker, 1994). TR,kW,)(,qC 6162233360860 ==−=

A linha paralela à linha 12 no transferidor mostra para a serpentina de resfriamento FCS = 0,58.

Então,

TR,,x,q sens,C 833616580 ==

TR,,,q laten,C 772833616 =−=

Comentário:

A capacidade qC, denominada carga de refrigeração da serpentina, difere da carga térmica do

ambiente devido à parcela de resfriamento correspondente à vazão de ar externo, utilizada

para renovação.

No exemplo acima, os ganhos de calor dos ventiladores foram desprezados; todavia, toda a

potência adicionada aos ventiladores se manifesta sob a forma de calor sensível adicionado ao

ar, como se calor lhe fosse transferido diretamente. Mais ainda, o ganho de calor ao longo dos

dutos de insuflamento e retorno pode não ser desprezível. Por conseguinte, uma

representação mais realista das transformações termodinâmicas por que passa o ar no sistema

da Figura 1-18 é como dado na Figura 1-20. Admitiu-se aqui que toda a potência do ventilador

de insuflamento já se transformou em energia interna do ar quando este é introduzido no

ambiente climatizado, ponto 2. Analogamente, admitiu-se que o ganho de calor ao longo dos

dutos entre os pontos 3 e 4 e o ganho de calor do ventilador de retorno já se manifestaram

integralmente como um aumento da energia sensível do ar quando este atinge a caixa de


mistura. Deve-se enfatizar que a curva de carga do recinto é a mesma de antes, quando se

desprezaram estes ganhos de calor, pois é determinada por condições de projeto para o

ambiente climatizado. Porém, a capacidade requerida da serpentina aumentou: o segmento 1-

1´ é maior do que o segmento 1-2 do exemplo acima justamente devido a estes ganhos de

calor.

Figura 1-20: Processos psicrométricos do Exemplo 1-1 mostrando os efeitos dos ganhos de

calor dos ventiladores e ao longo dos dutos (McQuiston e Parker, 1994).

1.5.3 – Fator de Desvio e Fator de Contato da Serpentina

Uma abordagem alternativa para a análise da serpentina do Exemplo 1-1 utiliza o assim

chamado fator de desvio da serpentina (coil bypass factor). Pode-se observar na Figura 1-19

que a extensão da linha 1-2 (curva de carga da serpentina) intercepta a curva de saturação no

ponto d, chamado ponto de orvalho da serpentina ou ADP (apparatus dew point temperature).

Este ponto dá uma indicação da temperatura média da superfície externa da serpentina

necessária para a remoção das cargas sensível e latente de todo o ar que flui por ela (ar

externo mais ar recirculado).

Porém, em um escoamento real nem toda a massa que flui entra em contato direto com a

superfície que a contém. Uma fração do escoamento entra em contado físico com esta

superfície e outra fração jamais o faz. Assim sendo, pode-se imaginar o escoamento de ar pela

serpentina conforme mostrado na Figura 1-21. Considera-se aqui que uma fração do

escoamento entra em contato direto e uniforme com a serpentina de resfriamento e se resfria

de acordo com um processo ideal, deixando-a na temperatura Td. A outra fração do

escoamento não sofre resfriamento algum porque é desviada completamente da serpentina (ar

desviado ou “ar de by-pass”); isto é, esta fração permanece à temperatura T1.


O estado final do ar (ponto 2) é então o resultado da mistura adiabática de duas correntes

hipotéticas, a corrente de ar resfriada à temperatura Td e a corrente de ar que permaneceu à

temperatura T1. Define-se então o fator de desvio da serpentina (“fator de by-pass”), b, ou

ainda BF, como:

Figura 1-21: Escoamento hipotético por uma serpentina

mostrando a fração desviada.

d1

d2

d1

d2

ar

b,arTTTT

hhhh

mm

b−−

≅−−

==&

& (1.34)

O fator de contato da serpentina é o complemento do fator de desvio, isto é,

d1

21

d1

21TTTT

hhhhb1

−−

≅−−

=− (1.35)

A taxa de transferência de calor sensível da serpentina pode então ser escrita:

)b1)(TT(cm)TT(cmq d1pa21pacs −−=−= && (1.36)

O fator de desvio depende das características da serpentina de resfriamento e

desumidificação e das suas condições de operação. Pode-se dizer que:

1. A diminuição da superfície externa de troca de calor (número de tubos e

espaçamento entre as aletas) provoca um aumento do fator de desvio;

2. A diminuição da velocidade do ar provoca uma diminuição do fator de desvio já que

aumenta o tempo de contato entre o ar e as superfícies de troca térmica.

As tabelas abaixo mostram o fator de desvio para serpentinas de resfriamento e

desumidificação comerciais. Quanto menor o fator de desvio, maior o número de filas e,

portanto, mais cara a serpentina e maior a sua perda de carga. Valores práticos de b situam-se

na faixa de 0,1 a 0,2.


Tabela 1.3: Fatores de by-pass de serp. de resfriamento e desumidificação (Pizzeti, 1970).

Número de Filas Velocidade Frontal (m/s)

1,5 2,0 2,5 3,0 Fatores de bypass

1 0,61 0,63 0,65 0,67 2 0,38 0,40 0,42 0,43 3 0,23 0,25 0,27 0,29 4 0,14 0,16 0,18 0,20 5 0,09 0,10 0,11 0,12 6 0,05 0,06 0,07 0,08 7 0,03 0,04 0,05 0,06 8 0,02 0,02 0,03 0,04

Diâmetro exterior do tubo = 16 mm 315 aletas onduladas por metro linear Relação superfície externa/interna = 12,3

Tabela 1.4: Fatores de bypass de serp. de resfriamento e desumidificação (Pizzeti, 1970).

Número de Filas

Velocidade Frontal (m/s) 1,5 2,0 2,5 3,0

Fatores de bypass 1 0,48 0,52 0,56 0,59

2 0,23 0,27 0,31 0,35

3 0,11 0,14 0,18 0,20

4 0,05 0,07 0,10 0,12

5 0,03 0,04 0,06 0,07

6 0,01 0,02 0,03 0,04 Diâmetro exterior do tubo = 16 mm 552 aletas onduladas por metro linear Relação superfície externa/interna = 21,5

Exemplo 1-2: Determinar o fator de by-pass da serpentina do Exemplo 1-1.

Solução: Da carta psicrométrica, o ponto de orvalho da serpentina obtido é 8,0 ºC. Logo,

T1 = 27,2 ºC T2 = 12,2 ºC Td = 8,0 ºC

21800822708212

1

2 ,,,,,

TTTTb

d

d =−−

=−−

= o fator de contato (c) será: 78201 ,bc =−=


1.6 – Exercícios Propostos

1. Comparar o valor tabelado para o volume específico do vapor saturado a 25 °C com o valor

obtido tratando-se o vapor como gás perfeito. Em condições de não saturação, a

concordância é melhor ou pior? Por quê?

2. Utilizando as relações de gás perfeito, calcular o valor da umidade absoluta, entalpia e

volume específico para o ar saturado a uma atmosfera padrão e 20 °C.

3. Refazer o problema anterior para um local a uma elevação de 1600 m.

4. Representar no domo termodinâmico T – v as transformações sofridas pelo vapor d’água

do ar atmosférico durante os seguintes processos de condicionamento:

(a) aquecimento ou resfriamento simples;

(b) resfriamento até o ponto de orvalho;

(c) resfriamento abaixo do ponto de orvalho (resfriamento e desumidificação do ar úmido);

(d) umidificação adiabática (considerar os quatro casos distintos).

5. As condições internas de um ambiente são Tbs = 21 °C, φ = 50 % e P = 1 atm. A

temperatura da superfície interna das janelas é 4,5 °C. Haverá ou não condensação do

vapor d’água nas janelas?

6. Ar atmosférico a 29 °C e 60% de umidade relativa é comprimido até 415 kPa (pressão

absoluta), quando então sofre um resfriamento intermediário antes de entrar para o

segundo estágio de compressão. Qual é a temperatura mínima a que o ar pode ser

resfriado sem que haja condensação?

7. Ar saturado a 7 °C é inicialmente aquecido e em seguida saturado adiabaticamente. Este ar

saturado é então aquecido a 41 °C e 30% de umidade relativa. A que temperatura deve se

aquecer o ar inicialmente?

8. Um ambiente a ser climatizado tem uma carga térmica calculada de 34270 kcal/h, dos

quais 27720 kcal/h são calor sensível. O espaço deve ser mantido a 24 °C e 50% de

umidade relativa. Traçar a linha de condicionamento deste ambiente na carta psicrométrica.

10. Ar é resfriado de 23,8 ºC bs e 21 ºC bu até estar saturado a 12,8 ºC. Determinar:

(a) a umidade removida de cada libra de ar seco;

(b) o calor removido para se condensar esta umidade;

(c) o calor sensível removido;

(d) o calor total removido.

11. Ar fluindo em um duto possui Tbs = 25 ºC e Tbu = 18,5 ºC. Determinar a entalpia, volume

específico, umidade absoluta e umidade relativa em Unidades SI.


12. No problema anterior, o ar é aquecido a uma temperatura de 43 ºC. Utilizando mais uma

vez as cartas psicrométricas, determinar a taxa de transferência de calor para V = 6780

m3/h se o ar está escoando no estado 1. Dar a resposta em unidades inglesas e métricas.

13. Ainda no Problema 11, uma vazão V = 6780 m3/h de ar é resfriada até 10 ºF e 90% de

umidade relativa. Utilizar mais uma vez as cartas psicrométricas para determinar, em

unidades inglesas e métricas, o seguinte:

(a) a taxa total de troca de calor;

(b) o calor sensível trocado;

(c) o fator de calor sensível, SHF.

14. Ar a 38 °C bs e 18 °C bu é umidificado adiabaticamente com vapor. O vapor suprido

contém 20% de umidade (título igual a 80%) e sua pressão é 14,7 psia (101,3 kPa). Se o ar

for umidificado até 60% de umidade relativa, qual será a sua temperatura de bulbo seco?

Admitir pressão ao nível do mar.

15. Ar a 10 °C bs e 5 °C bu é misturado com ar a 25 °C bs e 18 °C em um processo em regime

permanente à pressão atmosférica. As vazões volumétricas são 10 m3/s e 6 m3/s,

respectivamente. Determinar o estado do ar misturado utilizando:

(a) as relações deduzidas a partir das leis de conservação;

(b) a carta psicrométrica.

16. Refazer o problema anterior utilizando a carta psicrométrica, admitindo que as condições da

mistura possam ser calculadas tomando-se por base vazões volumétricas em vez de

vazões mássicas. Qual é o erro percentual na entalpia da mistura e na umidade absoluta?

17. Um saguão deve ser mantido a 25 °C bs e 18 °C bu. A pressão barométrica é 101,3 kPa. A

carga térmica do ambiente é 58,6 kW de calor sensível e 58,6 kW de calor latente. A

temperatura do ar suprido ao ambiente não pode ser menor que 18 °C bs. Determinar:

(a) a vazão mássica necessária;

(b) a temperatura de bulbo úmido do ar suprido.

29

2 – CONFORTO TÉRMICO E QUALIDADE DO AR DE INTERIORES

2.1 – Conforto Térmico

São inúmeras as variáveis que afetam a nossa sensação de bem-estar térmico (Figura

2-1). Do ponto de vista do projetista do sistema de ar condicionado, são pertinentes as

variáveis ambientais, isto é, a temperatura de bulbo seco, a umidade relativa e a velocidade do

ar e a temperatura das superfícies que compõem o ambiente. Destas, a temperatura de bulbo

seco e a umidade relativa são as variáveis diretamente controladas pelos processos

psicrométricos de condicionamento estudados no capítulo anterior. Assim sendo, define-se:

Conforto Térmico: condições ambientais de temperatura e umidade que proporcionam

sensação de bem-estar às pessoas que ali estão.

Metabolismo: processo pelo qual o corpo converte a energia dos alimentos em calor e

trabalho.

Figura 2-1 - Fatores que afetam o conforto térmico.

O calor que é gerado continuamente pelo corpo deve ser eliminado a fim de que a

temperatura interna se mantenha constante. A energia total, M, produzida no interior do corpo é

dissipada da seguinte maneira:

• Trabalho externo realizado pelos músculos, W;

• Dissipação de calor sensível através da porção exposta da pele e roupas por

convecção e radiação, C + R;

• Dissipação de calor latente através da transpiração, Lrsw, e da difusão de umidade

pela pele, Ldiff;

30

• Dissipação de calor sensível por meio da respiração, Cresp;

• Dissipação de calor latente devida à respiração, Lresp.

Em condições de regime permanente,

)LC()LL(RCWM resprespdiffrsw +++++=− (2.1)

A taxa de liberação de calor pelo corpo humano varia muito em função da atividade física

desenvolvida. A Figura 2-2 dá alguns exemplos; uma lista mais completa pode ser encontrada

na Tabela 48, pág. 1-94 de Carrier (1990). Este calor representa uma parcela muitas vezes

importante da carga térmica de resfriamento de um sistema de ar condicionado.

Figura 2-2 – Atividades físicas e respectivo metabolismo (Lamberts et al., 1997).

Embora nem todos os fatores que afetam o conforto sejam completamente entendidos,

sabe-se que o conforto é diretamente afetado pelos seguintes fatores:

• Temperatura;

• Umidade;

• Circulação do ar;

• Radiação de superfícies vizinhas;

• Odores;

• Poeira;

• Ruído.

31

Um sistema de ar condicionado deve controlar diretamente quatro parâmetros

ambientais:

1. Temperatura do ar (bulbo seco);

2. Temperatura das superfícies circundantes;

3. Umidade do ar;

4. Velocidade do ar.

A temperatura do ar é facilmente medida enquanto a umidade do ar pode ser descrita,

para uma dada pressão, utilizando-se termos definidos em psicrometria. Estes incluem a

temperatura de bulbo úmido e de orvalho, que podem ser medidas diretamente, e a umidade

relativa, que deve ser determinada indiretamente a partir das variáveis medidas diretamente. A

velocidade do ar pode ser medida diretamente e, até certo ponto, estimada dos conceitos

teóricos desenvolvidos em mecânica dos fluidos.

A temperatura das superfícies circundantes está diretamente relacionada com as trocas

radiantes entre uma pessoa e a sua vizinhança. O parâmetro básico utilizado para descrever

as condições de troca radiante em um espaço condicionado é a temperatura radiante média,

definida a seguir.

Temperatura radiante média: temperatura superficial uniforme de um invólucro negro

imaginário com o qual a pessoa trocaria a mesma quantidade de calor por radiação que aquela

trocada com o invólucro real.

O instrumento mais comumente utilizado para se medir a temperatura radiante média é o

termômetro de globo de Vernon. Este consiste de uma esfera oca de 6” (aproximadamente 15

cm) de diâmetro, pintada de preto, com um termopar ou termômetro de bulbo no seu centro. De

um balanço de energia, pode-se mostrar que a temperatura de equilíbrio do globo (temperatura

do globo) está relacionada à temperatura radiante média por

)TT(VCTT bsg2/14

g4mrt −+= (2.2)

onde: Tmrt ≡ temperatura radiante média, R ou K

Tg ≡ temperatura do globo, R ou K

Tbs ≡ temperatura do ar ambiente (bulbo seco), R ou K

V ≡ velocidade do ar, ft/min ou m/s

C = 0,103 x 109 (unidades inglesas) = 0,247 x 109 (SI)

32

Pode-se definir ainda:

Temperatura operacional: temperatura uniforme de um ambiente imaginário com o qual a

pessoa trocaria a mesma quantidade de calor por convecção e radiação que aquela trocada

com o meio real.

A temperatura operacional é a média entre a temperatura radiante média e a temperatura

do ar ambiente ponderadas pelos respectivos coeficientes de transferência de calor.

Entretanto, para as aplicações práticas, a temperatura operacional pode ser tomada como

mostrado abaixo, sendo a mesma denominada de temperatura de bulbo seco ajustada.

2TTT mrtbs

op+

= (2.3)

As restrições à utilização da aproximação acima são:

1. Temperatura radiante média menor que 50 °C; 2. Velocidade do ar menor que 0,4 m/s.

Considerada o parâmetro ambiental mais comum e de aplicação mais difundida, a

temperatura efetiva, ET*, é a temperatura de um ambiente com 50% de umidade relativa que

causaria a mesma perda total pela pele que aquela verificada no ambiente real. Portanto, a

temperatura efetiva combina a temperatura de bulbo seco e a umidade relativa em um único

índice de maneira que dois ambientes com a mesma temperatura efetiva causariam a mesma

sensação térmica embora os valores individuais de temperatura e umidade possam diferir de

um caso a outro. Uma vez que a sensação térmica de indivíduos depende das vestimentas e

do nível de atividade física, define-se uma temperatura efetiva padrão, SET*, para condições

internas típicas. Estas são:

• Isolamento devido às vestimentas = 0,6 clo;

• Índice de permeabilidade à umidade = 0,4;

• Nível de atividade metabólica = 1,0 met;

• Velocidade do ar < 0,10 m/s;

• Temperatura ambiente = temperatura radiante média.

Obs: ⇒ 1 clo = 0,155 m2 °C/W admitindo-se um isolamento uniforme sobre todo o corpo. ⇒ met = 58,2 W/m2, taxa metabólica de uma pessoa sedentária (sentada, em

repouso) por unidade de área superficial do corpo

A Figura 2-3 dá exemplos de resistências térmicas de algumas vestimentas. Observa-se

que 0,60 clo corresponde a roupas comuns de trabalho sedentário.

33

Figura 2-3: Resistências térmicas de algumas vestimentas

(Lamberts et. al, 1997).

A ASHRAE-55 define as condições para um ambiente termicamente aceitável, mostradas

esquematicamente como zonas de conforto na Figura 2-4. Os limites superiores e inferiores

consideram fenômenos associados à umidade do ar como, por exemplo, ressecamento da

pele, irritação dos olhos, dificuldades respiratórias, proliferação de microorganismos, etc. As

linhas limítrofes oblíquas correspondem a valores determinados de ET*.

Figura 2-4 - Faixas aceitáveis para a TOP e umidade para pessoas em roupas

de verão e inverno, exercendo atividade sedentária (< 1,2 met).

34

Tabela 2.1: Coordenadas das zonas de conforto da Figura 2-4.

Inverno Verão

Top = 20 a 23,5 °C 60% de umidade de relativa

Top = 22,5 a 26 °C 60% de umidade de relativa

Top = 20,5 a 24,5 °C e Td = 2 °C Top = 23,5 a 27 °C e Td = 2 °C

ET* igual a 20 e 23,5 °C ET* igual a 23 e 26 °C

As zonas de conforto da Figura 2-4 podem sofrer alterações quando houver variações da

velocidade do ar. Por exemplo, temperaturas mais altas do ar podem ser toleradas quando

houver um aumento da velocidade do ar.

No Brasil, as seguintes condições internas são bastante utilizadas em projetos de

climatização de edifícios:

• Tbs = 24,0ºC

• Tmrt = 24,5ºC

• φ = 50%

• Resistência das vestimentas = 1,0 clo

• Velocidade do ar = 0,1 m/s

• Taxa de metabolismo = 70%

Embora os valores de resistência das vestimentas e taxa de metabolismo sejam

ligeiramente diferentes daqueles na norma ASHRAE 55, este diagrama ainda pode ser utilizado

para se verificar a adequação destas condições do ambiente ao conforto dos ocupantes.

Verifica-se que o ponto correspondente se localiza em uma região bem central da zona de

conforto de verão, justificando-se assim a escolha das condições.

2.2 – A Qualidade do Ar Interno

Um ambiente interno pode ser confortável sem ser saudável. Atualmente, as condições

essenciais à saúde humana, tanto quanto o conforto, fazem parte das considerações do

projetista de sistemas de condicionamento de ar. Porém, apesar da saúde, segurança e custo

terem crescido em importância, conforto ainda é a preocupação principal da indústria RAVA.

Qualidade do Ar Interno (IAQ) – termo usado para designar condições do ar interno que

assegurem conforto aos seus ocupantes em um ambiente limpo, saudável e sem odores.

Qualidade Aceitável do Ar Interno – ar no qual não há nenhum contaminante conhecido

em concentrações consideradas nocivas à saúde pelas autoridades competentes e no qual

80% ou mais das pessoas ali presentes não manifestam insatisfação.

35

As fontes de contaminação do ar interno são divididas em quatro grandes grupos:

Grupo I – Contaminação Interior:

• Pessoas, plantas e animais;

• Liberação de contaminantes pela mobília e acessórios domésticos;

• Produtos de limpeza;

• Tabagismo;

• Ozônio resultante de motores elétricos, copiadoras, etc.

Grupo II – Contaminação Exterior:

A necessidade de ventilação e renovação do ar interno pode levar à introdução de ar

externo contaminado. Dependendo de sua condição normal e ponto de captação, o ar externo

pode se apresentar com concentrações significativas de vários gases e material particulado.

Grupo III – Contaminação oriunda do Sistema de Condicionamento de Ar:

O próprio equipamento condicionador de ar, caso não seja tratado e limpo regularmente,

pode se tornar fonte de algas, fungos, poeiras, etc. Em especial, devem ser mencionados:

• Dutos – a poeira acumulada pode dar origem ao desenvolvimento de fungos e outros

microrganismos;

• Unidades de tratamento de ar – as bandejas de condensado reúnem as condições

básicas para o desenvolvimento de bactérias e outros microrganismos.

Grupo IV – Deficiências do Projeto Global de Condicionamento:

Agrupam-se aqui os fatores não diretamente ligados aos contaminantes ou ao

equipamento condicionador, mas que no entanto têm uma influência direta sobre a qualidade

do ar interno. Por exemplo:

• Insuficiência de ar externo;

• Má distribuição do ar interno;

• Operação incorreta do equipamento condicionador;

• Modificações inadequadas do edifício, etc;

Síndrome do Prédio Doente (“Sick Building Syndrome”) – termo utilizado para designar

prédios onde uma porcentagem atípica dos ocupantes (≥ 20%) apresenta problemas de saúde

tais como irritação dos olhos, garganta seca, dores de cabeça, fadiga, sinusite e falta de ar.

36

Os contaminantes mais comuns são:

1. CO2

• Produto da respiração de todos os mamíferos;

• Não constitui um risco direto à saúde humana;

• A sua concentração é indicativa da boa ou má ventilação de um ambiente.

2. CO

• Fontes mais comuns são a combustão incompleta de hidrocarbonetos e fumaça de

cigarro;

• Fornalhas mal ventiladas, chaminés, aquecedores de água e incineradores causam

problemas muitas vezes;

• Gás altamente tóxico;

• Prédios com tomadas de ar externo próximas a locais de muito tráfego apresentam

altos níveis de CO.

3. Óxidos de enxofre

• Produzidos pela utilização de combustíveis contendo enxofre;

• Na presença de água podem formar ácido sulfúrico, que causará problemas

respiratórios aos ocupantes;

• Penetram em um edifício através das tomadas de ar externo ou de vazamentos em

equipamentos de combustão no interior do mesmo.

4. Óxidos de nitrogênio

• Produzidos pela combustão com ar a altas temperaturas (motores a combustão

interna e efluentes industriais);

• Opiniões divergem quanto à sua toxicidade;

• Dentro de limites práticos, a sua concentração deve ser mantida a mais baixa

possível;

• Penetram em um edifício através das tomadas de ar externo ou de vazamentos em

equipamentos de combustão no interior do mesmo.

5. Radônio

• Gás radioativo naturalmente produzido pelo decaimento do rádio;

• Risco de câncer do pulmão;

37

• Penetra no prédio através de frestas no piso ou paredes de porões, do suprimento de

água ou de materiais de construção contendo urânio ou tório;

• A pressurização do espaço condicionado, a ventilação de porões e a vedação de

frestas são medidas eficazes para a diminuição de sua concentração.

6. Compostos Orgânicos Voláteis (COV)

• Presentes em um ambiente interno como produtos de combustão, mas também

presentes em pesticidas, materiais de construção, produtos de limpeza, solventes,

etc.;

• Normalmente as concentrações estão abaixo dos limites recomendados, mas

algumas pessoas são hipersensíveis;

• O gás formaldeído é um dos COV mais comuns, sendo irritante dos olhos e das

mucosas e com possível ação cancerígena.

7. Material Particulado

• Uma amostra típica de ar externo contém fuligem, fumaça, sílica, argila, matéria

vegetal e animal putrefata, fibras vegetais, fragmentos metálicos, fungos, bactérias,

pólen e outros materiais vivos;

• Há ainda material particulado originário do próprio ambiente como fungos e poeira de

tapetes, roupas de cama, etc.;

• Algumas partículas são muito pequenas (0,01 μm), o que dificulta e encarece a

limpeza do ar;

• Quando esta mistura se encontra suspensa no ar, é denominada aerossol;

• Podem ser a causa de alergias e outros males.

A importância das questões relativas à qualidade do ar de interiores (QAI) se fez evidente

pela publicação em 28 de agosto de 1998 da portaria N° 3.523 do Ministério da Saúde. Esta

portaria, em vista da íntima correlação entre a qualidade do ar de interiores e a produtividade e

a saúde dos ocupantes, determinou que seriam objeto de regulamento técnico, a ser elaborado

por aquele Ministério, medidas específicas referentes a padrões de qualidade do ar em

ambientes climatizados. Estas medidas diriam respeito:

• À definição de parâmetros físicos e composição química do ar de interiores;

• À identificação de poluentes de natureza física, química e biológica, suas tolerâncias

e métodos de controle;

• Aos pré-requisitos de projetos de instalação e de execução de sistemas de

climatização.

38

Diretamente relacionados a estas medidas estão os quatro métodos básicos para a

manutenção da qualidade do ar de interiores (McQuiston e Parker, 1994). Referindo-se à

Figura 2-5, os quatro métodos são identificados como:

1. Eliminação ou modificação da fonte de contaminantes: método mais eficiente para se

reduzir a concentração de contaminantes não gerados diretamente pelos ocupantes

ou pelas atividades no interior do edifício.

2. Distribuição do ar interno (ventilação local exaustora): remoção de contaminantes

gerados por fontes localizadas antes que se espalhem pelo ambiente climatizado.

3. Uso de ar externo: necessário para se manter uma porcentagem mínima de oxigênio

no ar interno e ao mesmo tempo diluir a concentração de contaminantes.

4. Limpeza do ar: passo final de um projeto de condicionamento para se assegurar um

ambiente limpo e saudável.

Figura 2-5: Um sistema de ventilação típico de aplicações de climatização.

É útil dispor de uma equação simples para avaliação da concentração de um

determinado contaminante no recinto ocupado. Aplicando-se a lei da conservação da massa a

um volume de controle em torno do recinto, para um contaminante qualquer vem:

stet CVNCV &&& =+ (2.4) onde: Qt ≡ vazão total de ar entrando ou saindo do ambiente;

Cs ≡ concentração média do contaminante no interior do ambiente;

39

N ≡ taxa de geração do contaminante no espaço;

Ce ≡ concentração do contaminante no ar que entra.

Desta equação obtém-se a concentração do contaminante no espaço climatizado, Cs, ou

a vazão de ar necessária, Vt, para se manter o nível de concentração deste contaminante

aquém de um valor limite. Na sua dedução, admitiu-se:

• Operação em regime permanente;

• Misturação completa;

• Taxa de geração do contaminante no ambiente constante;

• Concentração uniforme do contaminante no espaço climatizado e no ar que entra;

• Densidade constante.

Exemplo 2-1: Uma pessoa exala CO2 à taxa de 0,30 l/min. A concentração de CO2 no ar

insuflado em um ambiente é 300 ppm ou 0,03% e deseja-se manter a concentração deste

mesmo gás abaixo de 1000 ppm ou 0,1%. Admitindo que o ar no recinto seja perfeitamente

misturado, qual é a vazão mínima de ar por pessoa necessária para se manter a concentração

de CO2 no ambiente dentro do limite prescrito?

Solução: Dos dados do problema, tem-se: N = 0,30 l/min = 0,005 l/s

Ce = 300 ppm = 300 x 10-6 vol. CO2 / vol. ar Cs = 1000 ppm = 1000 x 10-6 vol. CO2 / vol. ar

stet CQNCQ =+ &

( )cfm15h/m7,25s/l1,7

10x3001000005,0

CCNQ 3

6est ===

−=

−=

−

&

Esta é, portanto, a vazão mínima de ar externo por pessoa a ser insuflada no ambiente

de modo a se manter a concentração de CO2 abaixo do limite prescrito de 1000 ppm.

Obviamente, este resultado é válido desde que a taxa de geração de CO2 por pessoa seja

aquela admitida acima. No entanto, esta taxa de geração varia em função de vários fatores,

principalmente a atividade física exercida; este fato deve ser levado em conta ao se projetar

uma instalação de ar condicionado.

A norma ASHRAE 62 descreve dois métodos para se estabelecer e manter a qualidade

do ar interno requerida pelos ocupantes. O primeiro destes métodos, denominado Ventilation

Rate Procedure, prescreve as vazões mínimas de ar fresco necessárias a cada tipo de

40

ambiente climatizado e os métodos aplicáveis de condicionamento deste mesmo ar. Uma

versão simplificada desta norma é dada na Tabela 4-2 de McQuiston e Parker (1994). O

Manual de Aire Condicionado Carrier (Carrier, 1990) também apresenta uma tabela

semelhante (Cap. 6, Tabela 45), porém mais simples. Deve-se enfatizar que qualquer tentativa

de redução das vazões mínimas como forma de conservação de energia requererá a limpeza

do ar de recirculação.

41

Exercícios Propostos 1. Um dado espaço deve ser mantido a Tbs = 24 °C e φ = 50%. O ganho de calor total pelo

espaço é de 5,8 TR, das quais 4,5 TR sob a forma de calor sensível. No espaço há 22

ocupantes sendo que a vazão de ar externo requerida por cada um é de 7,1 litros/s. O ar

externo se encontra a Tbs = 28 °C e Tbu = 24 °C e deve ser suprido ao ambiente climatizado

a Tbs = 18 °C. O espaço climatizado se encontra em uma localidade a 844 m de altitude e

pressão barométrica média igual a 687 mmHg. Pede-se:

(a) O estado do ar suprido ao ambiente climatizado;

(b) A vazão (em massa e em volume) de ar suprido ao ambiente climatizado;

(c) O estado do ar na entrada do aparelho condicionador;

(d) A capacidade total requerida do equipamento de resfriamento e desumidificação;

(e) As parcelas de calor sensível e de calor latente na serpentina de resfriamento;

(f) Explicar a razão para a diferença entre a carga de refrigeração da serpentina e a carga

térmica do ambiente;

(g) Determinar a temperatura máxima possível para a superfície da serpentina de

resfriamento.

2. No problema anterior, a água de resfriamento da serpentina vem de um evaporador com

Tevap = 5 °C. Sabe-se também que o condensador deste ciclo frigorífico é resfriado a água a

25 °C. Determinar a mínima potência possível requerida pelo compressor.

3. Em um recinto, a taxa de geração de gás carbônico é de 0,118 litros/s ao mesmo tempo em

que ar externo com uma concentração em CO2 de 200 ppm é ali insuflado à taxa de 1000

0,472 m3/s. Admitindo que haja uma mistura perfeita do ar no recinto, determinar a

concentração de CO2 em regime permanente.

4. Quantas pessoas podem ocupar uma sala onde a concentração de CO2 deve ser mantida

abaixo de 1000 ppm enquanto ar com uma concentração em CO2 de 300 ppm é insuflado

no ambiente à taxa de 3 m3/s? Admitir que cada pessoa produza CO2 a uma taxa média de

5 ml/s (0,0107 cfm) e que o ar insuflado se misture perfeitamente com o ar do recinto.

5. Um grupo de homens e mulheres ocupa uma sala mantida a uma temperatura de bulbo

seco de 24,5 °C e uma temperatura de bulbo úmido de 16,8 °C. Todos usam roupas leves e

estão exercendo atividade sedentária. Pergunta-se:

(a) De maneira geral, as pessoas se sentem confortáveis na sala? A temperatura radiante

média é 25,5 °C.

42

(b) Supor agora que as pessoas estejam andando ao redor da sala (atividade física leve)

em vez de permanecerem sentadas. Qual a sua nova conclusão sobre o conforto geral?

(c) Supor agora que o grupo seja composto apenas de pessoas idosas (acima de 65 anos)

jogando baralho. Como as condições da sala devem ser modificadas para garantir o seu

conforto?

6. Uma sala de aula tem capacidade para 100 pessoas. Pergunta-se:

(a) Qual é a vazão mínima de ar fresco (considerado limpo) requerida para renovação do ar

ambiente?

(b) Sabendo que a área do piso é 178,5 m2, qual é a vazão de ar fresco requerida com

base neste valor?

7. Em uma oficina, os operários trajam roupas leves (mangas curtas) e exercem atividade

física intensa como, por exemplo, martelar e serrar. Pede-se:

(a) Selecionar as condições ambientais para conforto dos operários;

(b) Sabendo que o almoxarife exerce apenas atividade leve, sugerir a vestimenta que lhe

mantenha confortável.

8. Um grupo de pessoas exercendo atividade sedentária e trajando roupas leves ocupa um

espaço cuja temperatura de bulbo seco é 25 °C e cujo ar se movimenta com velocidade

aproximada de 0,1 m/s. A temperatura radiante média é cerca de 29 °C. Pergunta-se:

(a) Pode-se esperar que os ocupantes se sintam confortáveis? Por quê?

(b) Em caso negativo, que medidas poderiam ser tomadas para se melhorar o conforto?

43

3 – ESTIMATIVA DA CARGA TÉRMICA

3.1 – Métodos de Cálculo da Carga Térmica

De maneira geral, define-se ganho de calor como a taxa segundo a qual energia é

transferida para ou gerada no interior de um ambiente. Os ganhos de calor podem ser

sensíveis ou latentes e ocorrem da seguinte maneira:

Figura 3-1 – Ganhos de calor por uma edificação.

Transmissão: transferência de calor através de um elemento estrutural do edifício

(paredes, piso, teto, etc.) causada pela diferença de temperatura entre o interior e o exterior.

Insolação: transferência de energia solar através de superfícies transparentes do edifício

ou absorção dessa energia por um componente opaco.

Infiltração e/ou ventilação: perda ou ganho de calor pela infiltração e/ou ventilação do ar

externo no recinto condicionado.

Geração interna: liberação de energia no interior do recinto (luzes, equipamentos,

pessoas, etc.).

O ganho de calor em um ambiente varia amplamente com o tempo devido

primordialmente aos efeitos transientes pronunciados criados pela variação da irradiação solar

de um instante a outro. Pode-se então definir:

Carga térmica: taxa de calor que deve ser retirada ou fornecida a um ambiente para que

o mesmo se mantenha a temperatura e umidade constantes.

De maior interesse para este curso é a carga térmica de resfriamento definida como a

taxa de calor que deve ser retirada do ambiente em um dado instante. Normalmente, os

44

valores da carga térmica de resfriamento e do ganho de calor em um dado instante serão

diferentes (Figura 3-2) já que a radiação de superfícies e objetos internos e aquela através das

superfícies transparentes (janelas, clarabóias, etc.) não aquecem o ar diretamente. Esta

energia radiante deve primeiramente ser absorvida pelo assoalho, paredes internas, móveis,

etc., para depois ser transferida ao ar interno por convecção. Só então esta energia fará parte

da carga térmica.

Figura 3-2: Relação entre os ganhos de calor e a carga térmica de

resfriamento McQuiston e Parker, 1994).

As características de armazenamento térmico das estruturas da edificação e dos objetos

internos é que determinarão a defasagem e, portanto, a relação entre a carga térmica de

resfriamento e o ganho de calor. A figura a seguir mostra o efeito do tipo de construção (massa

da estrutura) sobre a carga térmica no que diz respeito à radiação solar.

Kcal/h

hora

Ganho instantâneo de calor

Cargas térmicas reais

Leve

Média

Pesada

Figura 3-3: Carga de resfriamento real e ganho de calor solar para

construções leves, médias e pesadas.

O efeito de armazenamento térmico da radiação de luzes fluorescentes é semelhante e é

mostrado na figura abaixo. O mesmo raciocínio pode ser aplicado à energia radiante emitida

por ocupantes e equipamentos.

45

W

hora Ligada Desligada Figura 3-4: Carga de resfriamento real de luzes fluorescentes.

Pode-se definir ainda:

Taxa de extração de calor: taxa segundo a qual energia é removida do ambiente pelo

equipamento condicionador.

Esta taxa é igual à carga térmica de resfriamento quando as condições do espaço

climatizado se mantêm constantes e o equipamento condicionador está em operação.

Entretanto, raramente isto acontece porque deve haver alguma flutuação na temperatura

ambiente para que o sistema de controle possa operar (Figura 3-2). Além disso, como a carga

térmica instantânea é menor do que a carga de projeto durante a maior parte do tempo, o

equipamento condicionador deverá obrigatoriamente operar de maneira intermitente ou

variável.

Devido à complexidade envolvendo a determinação da carga térmica, os métodos

existentes para tal podem ser divididos em três classes:

1. Métodos detalhados

2. Métodos intermediários

3. Métodos simplificados

A fim de se melhor entender a diferença entre estes métodos, seja o caso simples de um

recinto delimitado por seis superfícies: quatro paredes, o teto e o piso. Nesta zona, há energia

solar incidente através das janelas; calor conduzido através das paredes exteriores e teto; e

geração de energia interna por lâmpadas, equipamentos e ocupantes. O cálculo da carga

térmica por qualquer um dos métodos detalhados requereria a solução simultânea de três

conjuntos de equações:

46

• Expressões para o balanço de energia em uma superfície de controle envolvendo a

face interna de cada uma das paredes, piso e teto.

• Expressões deduzidas a partir da equação da condução para a determinação da taxa

de condução de calor em cada umas das faces internas. Em geral, a solução deste

conjunto de equações requererá também que seja feito um balanço de energia na

face externa da estrutura nos mesmos moldes que aquele realizado para a face

interna.

• Expressão para o balanço de energia em um volume de controle envolvendo o ar

contido na zona térmica.

A solução simultânea destes conjuntos de equações requer o uso de algoritmos

computacionais sofisticados bem como de informações de bancos de dados para as condições

externas (temperatura de bulbo seco, temperatura de bulbo úmido, radiação solar, etc.).

No caso dos métodos intermediários, a carga térmica é determinada a partir de equações

mais simples do que aquelas dos métodos detalhados. Contudo, estas equações utilizam

fatores que tentam reproduzir o efeito de armazenamento térmico dos componentes radiantes

dos ganhos de calor e da natureza transitória da condução de calor pelas paredes do recinto.

Entre estes métodos, destaca-se o método CLTD/SCL/CLF. A NBR 16401-1 estabelece que,

ara sistemas com zona única ou pequeno número de zonas, é admissível adotar este método.

O método CLTD/SCL/CLF é assim denominado pelo uso que faz de três fatores:

• CLTD (cooling load temperature difference): diferença de temperatura equivalente

entre os ambientes interno e externo que leva em conta o efeito transitório de

condução de calor e sua conversão em carga térmica.

• SCL (solar cooling load factor): fator aplicado ao ganho de calor por insolação através

de superfícies transparentes que leva em conta a variação deste ganho de calor com

o tempo, a capacitância térmica da estrutura e a localização geográfica. Em resumo,

o fator SCL leva em conta a defasagem na resposta térmica do ambiente à radiação

solar pelas janelas.

• CLF (cooling load factor): fator que leva em conta a defasagem na resposta térmica

do ambiente à radiação proveniente de fontes internas ao mesmo.

A utilização destes fatores permite que as equações regentes do problema sejam

simplificadas a ponto de poderem ser resolvidas manualmente, o que é, entretanto, bastante

trabalhoso. Por esta razão, programas computacionais baseados neste método estão se

tornando cada vez mais disseminados.

47

Os métodos simplificados, ainda utilizados no Brasil devido à sua facilidade de cálculo,

apresentam como características:

• Hipótese de regime permanente;

• Não inclusão dos efeitos de armazenamento térmico associados aos componentes

radiantes dos ganhos de calor;

• Hipótese de que a carga térmica máxima é simplesmente a soma dos valores

máximos dos ganhos de calor individuais, mesmo que estes máximos ocorram em

instantes diferentes.

O cálculo da carga térmica pelos métodos simplificados reduz-se então a uma única

equação cujos termos podem ser prontamente determinados de livros básicos de transferência

de calor.

As figuras a seguir mostram os perfis da carga térmica total para dois ambientes

diferentes calculados pelos vários métodos. Observa-se uma diferença nítida entre eles com

implicações óbvias sobre a seleção do equipamento condicionador. Estes assuntos serão

tratados posteriormente.

0,0

5,0

10,0

15,0

20,0

25,0

30,0

35,0

40,0

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

Reg. PermanenteBLASTCLTD

Figura 3-5: Perfis de carga térmica total para uma sala de musculação e aeróbica.

0,0

2,0

4,0

6,0

8,0

10,0

12,0

14,0

16,0

18,0

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

Reg. PermanenteBLASTCLTD

Figura 3-6: Perfis de carga térmica total para um conjunto lanchonete/loja.

48

No caso de um método intermediário ter sido implementado em um computador digital,

por exemplo, o método CLTD/SCL/CLF, a carga térmica para cada hora do dia, em qualquer

dia, pode ser calculada facilmente e os horários de pico facilmente identificados. Entretanto,

quando os cálculos forem feitos manualmente, esta abordagem torna-se extremamente

trabalhosa e inviável na prática. Além disso, quando houver mais de um recinto climatizado, a

complexidade do problema aumenta ainda mais. Este assunto é discutido a seguir.

3.2 – Zoneamento

Seja primeiramente a definição de zona térmica:

Zona térmica: espaço(s) com condições e requisitos semelhantes para climatização, ou

seja, espaço(s) controlado(s) por um único termostato.

Por condições e requisitos semelhantes para climatização deve-se entender recintos com

os mesmos valores para as condições internas (temperatura e umidade) e perfis de carga

térmica semelhantes ao longo do ano. A este respeito, a Figura 3-7 mostra dois recintos a

serem climatizados localizados no mesmo pavimento de um prédio. Calculou-se que o máximo

valor da carga térmica para a sala com janelas voltadas para o nordeste (NE) ocorre no dia 21

de junho às 10 horas. Por outro lado, a sala com janelas voltadas para o sudoeste (SO) tem

seu pico de carga térmica no dia 22 de dezembro às 17 horas. Destes valores máximos de

carga térmica individual, chega-se a valores diferentes da vazão de ar necessária para manter

as condições de projeto de temperatura e umidade em cada ambiente.

Uma possível instalação de climatização para atender estes dois recintos é mostrada na

Figura 3-8, isto é, os dois ambientes são atendidos por um único equipamento condicionador

de ar. Como os picos de carga individuais ocorrem em dias bem diferentes, é possível, por

exemplo, que no dia 22 de dezembro a temperatura da sala SO seja mantida no seu valor de

projeto de 24ºC enquanto a temperatura da sala NE tenderá a ser menor já que a sua carga

neste dia não é máxima. Dependendo da magnitude relativa dos vários ganhos de calor na

sala, esta situação pode se tornar crítica. Para evitar estas situações, faz-se o zoneamento do

edifício.

Zoneamento: agrupamento, em uma mesma zona térmica, de recintos com os mesmos

requisitos de temperatura e umidade e com picos de carga térmica na mesma época e horário

do ano.

Para o edifício em questão, seriam então estabelecidas duas zonas térmicas distintas,

cada uma atendida por um sistema de climatização independente (Figura 3-9). Para o projeto

de um sistema de ar condicionado, recomenda-se então que seja feito inicialmente o

zoneamento do edifício com base em uma avaliação preliminar da carga térmica dos vários

recintos para depois se efetuar o cálculo da carga de cada zona térmica.

49

NE

SW

Latitude 20O Sul

Sala do exemplo em anexo

Figura 3-7: Dois recintos a serem climatizados no mesmo pavimento de um prédio.

Condicionador de Ar

Dutos

(cfmm)NE

NE SW

(cfmm)SW

Figura 3-8: Ambientes atendidos por um único condicionador.

No caso de uma zona térmica constituída de vários recintos, há dois horários de pico que

devem ser considerados:

1. O horário de pico para cada recinto individualmente determinará a vazão de ar a lhe

ser fornecida. A soma destas vazões determinará a circulação requerida do

equipamento condicionador.

2. O horário de pico para a zona térmica como um todo (horário de pico global)

determinará a capacidade frigorífica requerida do equipamento condicionador central.

A estimativa destes horários de pico no caso de cálculos manuais requer uma análise

preliminar da importância relativa dos vários componentes da carga térmica. Os horários de

50

pico para os ganhos de calor pelas paredes, teto e janelas podem ser facilmente determinados

com base nas tabelas do método CLTD/SCL/CLF, por exemplo. Confrontando-se estes valores

com aqueles para os demais ganhos de calor, pode-se então estimar o horário de pico global e

para cada recinto.

Condicionador de ar para a zona SW

Dutos

(cfmm)NE

NE SW

(cfmm)SW

Condicionador de ar para a zona NE

Figura 3-9: Ambientes atendidos individualmente.

De maneira geral, os cálculos para a estimativa das trocas térmicas baseiam-se em

condições climáticas próximas dos extremos normalmente verificados ao longo dos anos.

Todavia, condições específicas de orientação de uma zona térmica podem fazer com que o

pico se desloque para uma época do ano em que as condições climáticas são mais amenas.

3.3 – Ganho de Calor por Transmissão Térmica

O calor transferido através de paredes, teto, telhado, vidros, pisos e portas devido à

diferença de temperatura entre o exterior e o interior constitui-se integralmente de calor

sensível e é denominado genericamente transmissão térmica. Devido à complexidade das

várias estruturas que compõem um edifício, a determinação precisa das taxas de transmissão

térmica é difícil, mas a experiência do projetista e os dados disponíveis na literatura tornam

possíveis estimativas confiáveis.

Normalmente, os três modos de transferência de calor ocorrem simultaneamente em um

edifício. Estes são:

3.3.1 – Condução Térmica

A lei de Fourier para condução unidimensional em regime permanente é

12

12xxTTAk

xdTdAkq

−−

−=−= (3.1)

51

onde: k ≡ condutividade térmica do meio [W/m.K]

A resistência térmica de condução de um material por unidade de área, denominada

resistência térmica unitária, é largamente utilizada em projetos de condicionamento de ar,

sendo dada por:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡Δ=

WKm

kxR

2 (3.2)

O inverso da resistência térmica unitária é chamado condutância térmica

unitária, sendo dado por:

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=

KmW

R1C 2 (3.3)

A Tabela 5-2b, pág. 150 de McQuiston e Parker (1994) relaciona os valores de k, R e C

para vários materiais de construção e isolamentos. A Tabela 3-1 também mostra estes dados

para alguns materiais de construção típicos (Stoecker e Jones, 1985).

3.3.2 – Convecção Térmica

A taxa de transferência de calor por convecção é dada pela lei do resfriamento de

Newton.

)TT(Ahq S ∞−= (3.4) onde: h ≡ coeficiente de película [W/m2.K]

Ts ≡ temperatura da superfície [K ou °C]

T∞ ≡ temperatura do ar [K ou °C]

A ≡ área [m2]

Define-se a resistência térmica de convecção por unidade de área como

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=

WKm

h1R

2 (3.5)

Normalmente, um prédio está sujeito à convecção forçada ao longo de suas paredes

externas e telhado enquanto a convecção natural ocorre no interior de pequenos espaços de ar

52

(como no caso de “tijolos baianos”) e ao longo das paredes internas. As condições superficiais

destas estruturas variam muito e a direção e magnitude dos ventos é bastante imprevisível. Em

geral, o coeficiente de película nestas situações varia de 6 W/m2-K em convecção natural a 35

W/m2-K em convecção forçada com V = 6 m/s. Devido a estes valores relativamente baixos de

h, principalmente em convecção natural, a parcela de calor transferido por radiação pode ser

igual ou maior do que aquela transferida por convecção.

Tabela 3-1: Valores de k e R para alguns materiais de construção e isolamento (Stoecker e Jones, 1985).

53

3.3.3 – Radiação Térmica

A troca líquida de calor por radiação entre duas superfícies que somente vêem uma à

outra e que estão separadas por um meio não absorvente é:

( )22

2

12111

1

42

41

12

A1

FA1

A1

TTq

εε−

++εε−

−σ= (3.6)

onde: σ = 5,673 x 10-8 W/m2.K4, constante de Stefan-Boltzmann

ε ≡ emissividade da superfície

F ≡ fator de forma

Na equação acima, admitiu-se que as superfícies são cinzentas, isto é, a emissividade é

igual à absortividade, o que é uma hipótese razoável em problemas de condicionamento de ar.

Define-se ainda a emissividade efetiva, E, do espaço de ar entre as duas superfícies, dada pela

equação:

111E1

21+

ε+

ε= (3.7)

Devido à quarta potência na equação para q12, não se determina facilmente uma

resistência térmica de radiação. Por este motivo e também devido às incertezas intrínsecas às

várias trocas térmicas, a teoria e a experiência são combinadas no desenvolvimento de

resistências ou condutâncias térmicas unitárias efetivas para várias superfícies e espaços de ar

típicos de problemas de condicionamento. A Tabela 5.3a, pág. 157 de McQuiston e Parker

(1994) fornece valores do coeficiente combinado de convecção e radiação para a superfície de

paredes em várias situações. Os valores correspondentes da resistência térmica unitária são

também fornecidos. A Tabela 5.3b, pág. 158 da mesma referência, fornece valores da

emissividade ε e da emissividade efetiva E para vários materiais de construção e de

isolamento. As Tabelas. 5.4, 5.5 e 5.6, págs. 160 a 162 da referência citada fornecem valores

da condutância e da resistência térmica para espaços de ar em função da posição, direção do

fluxo de calor, temperatura do ar e emissividade efetiva do espaço. Carrier (1990) também

fornece valores para estas resistências térmicas.

Uma vez determinadas as várias resistências térmicas de convecção e condução de uma

estrutura qualquer, pode-se determinar a sua resistência térmica equivalente pela soma em

série e/ou paralelo das resistências individuais. Esta caracterização global do comportamento

da estrutura é, entretanto, expressa freqüentemente em termos do coeficiente global de

transferência de calor, U. Tem-se:

54

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡=

KmW

R1U 2eq

(3.8)

e a troca de calor total através da estrutura é:

)TT(AUq oi −= (3.9)

Na equação acima a área A refere-se à área para a qual o coeficiente foi determinado.

Para uma parede plana, a área A é a mesma em qualquer posição através da parede. Para

uma parede curva, deve-se referir U a uma área em particular para conveniência de cálculo.

Por exemplo, ao se tratar o problema da transferência de calor em um sótão, é conveniente

referir-se U à área do teto. Valores de U encontram-se tabelados para vários elementos

estruturais constituintes de uma edificação tais como paredes, pisos, portas e janelas.

Paredes e Telhados

Figura 3-10: Parede composta de um edifício.

Figura 3-11: Telhado de um edifício (McQuiston e Parker, 1994).

55

• Há uma ampla gama de materiais disponíveis, portanto, a resistência térmica deve

ser calculada para cada caso.

• Valores de U são tabelados para diversos materiais de construção nas espessuras

normalmente utilizadas.

• Tetos devem ser moderadamente ventilados a fim de se remover a umidade do

isolamento.

• O efeito desta ventilação sobre a carga térmica é desprezível desde que o teto seja

isolado (inverno e verão).

• A maior parte da transferência de calor pelo sótão se dá por radiação entre o telhado

e o isolamento do teto. Assim, superfícies refletoras seriam eficientes para se reduzir

a carga térmica no verão.

Pisos de Concreto ao Nível do Chão

• A maior parte das perdas térmicas ocorre pelas extremidades (perímetro) da laje.

• Estas perdas são apenas uma pequena parcela das perdas totais, mas a temperatura

da laje é importante do ponto de vista do conforto.

• O isolamento da laje ao longo do perímetro é essencial em climas rigorosos.

• No verão, a transferência de calor através da laje é desprezível.

Figura 3-12: Isolamento das extremidades da laje do piso (McQuiston e Parker, 1994).

Pisos de Concreto e Paredes abaixo do Nível do Chão

A transferência de calor é afetada pelos seguintes fatores:

• Diferença de temperatura entre o ar interno e o solo, TS - Tg

• Materiais de construção utilizados

• Condutividade térmica do solo

• A transferência de calor é muito mais afetada pela temperatura do solo próximo à

superfície do que pela temperatura a grandes profundidades.

56

A temperatura do solo é dada por:

AmpTT avgg −= (3.10)

onde: Tavg ≡ temperatura média de inverno

Amp ≡ amplitude da variação da temperatura do solo em torno de Tavg

Janelas e Portas

• Encontram-se tabelados valores para U para diferentes materiais em condições de

inverno e verão (ver Tabelas 5.8a a 5.9, págs. 170–174, McQuiston e Parker, 1994),

bem como Carrier (1990).

• Os valores referem-se somente à transferência de calor ar-ar, não levando em conta

a radiação solar.

3.4 – Insolação em Superfícies Transparentes

3.4.1 – Ângulos Solares

A posição do sol no céu é um fator determinante do efeito da radiação solar sobre um

edifício. A fim de melhor entender as equações que descrevem este posicionamento, é

pertinente discutir o movimento da terra ao redor do sol. A terra se move em uma trajetória

ligeiramente elíptica em torno do sol conforme mostrado na Figura 3-13. Esta revolução é

completada em aproximadamente 365,25 dias e o plano de revolução é denominado plano

eclíptico ou plano orbital. A distância média do centro da terra ao centro do sol é de

aproximadamente 1,5 x 108 km, sendo que em 4 de janeiro a terra se encontra no seu ponto

mais próximo do sol e em 5 de julho no seu ponto mais distante. A menor distância é

denominada distância perieliônica e corresponde a 98,3% da distância média; a maior distância

é denominada distância apeliônica e corresponde a 101,7% da distância média. Uma vez que a

intensidade da radiação solar incidente no topo da atmosfera varia inversamente com o

quadrado da distância terra-sol, a terra recebe cerca de 7% a mais de energia solar em janeiro

do que em julho.

À medida que a terra se move em torno do sol, ela também executa um movimento de

rotação em torno de seu próprio eixo, completando uma rotação a cada 24 horas. O eixo de

rotação da terra está inclinado de 23,5º em relação ao plano de sua órbita em torno do sol

(Figura 3-14). Como resultado combinado desta inclinação e do movimento de rotação, a

posição do sol no céu, visto por um observador na terra, varia em função da localização do

observador, dia do ano e hora do dia. Para efeito de cálculo da troca radiante entre o sol e um

objeto na superfície da terra, o sol, por parecer um disco diminuto na abóbada celeste, pode

ser tratado como uma fonte pontual de radiação.

57

Nos equinócios de verão e de outono (Figura 3-13), o sol se apresenta perfeitamente a

pino para um observador posicionado na linha do equador e os pólos norte e sul estão

eqüidistantes do sol. A palavra equinócio significa “noites iguais” e, durante os equinócios,

qualquer ponto na terra (exceto os pólos) tem exatamente doze horas de claridade e doze

horas de escuridão.

Durante o solstício de verão no hemisfério norte (Figura 3-13), o pólo norte está inclinado

23,5º em direção ao sol. Todos os pontos na terra acima de 66.5º de latitude norte (círculo

ártico) recebem luz solar continuamente enquanto todos os pontos abaixo de 66.5º de latitude

sul (círculo antártico) estão em contínua escuridão (a palavra solstício significa “permanecer

parado”). Esta situação obviamente se inverte durante o solstício de inverno no hemisfério

norte, que corresponde ao solstício de verão no hemisfério sul. Durante o solstício de verão no

hemisfério norte, o sol se apresenta exatamente a pino para um observador situado sobre o

Trópico de Câncer; inversamente, durante o solstício de verão no hemisfério sul, o sol se

apresenta exatamente a pino para um observador situado sobre o Trópico de Capricórnio.

Figura 3-13: Movimento da terra em torno do sol (McQuiston e Parker, 1994).

Figura 3-14: Inclinação do eixo de rotação da terra com relação ao plano

orbital (McQuiston e Parker, 1994).

58

Deste movimento relativo do sol para um observador na terra, decorre a divisão geral das

regiões climáticas do planeta. A zona tórrida é aquela entre os Trópicos de Câncer e de

Capricórnio e cuja característica marcante é que o sol se apresenta exatamente a pino (no

zênite) pelo menos uma vez por ano. As zonas temperadas são aquelas localizadas entre 23,5º

e 66.5º em ambos os hemisférios; sua característica marcante é que o sol nunca se apresenta

exatamente a pino, mas aparece acima da linha do horizonte todos os dias. As zonas frígidas

são aquelas com latitudes maiores do que 66.5º em ambos os hemisférios e cuja característica

marcante é que o sol permanece abaixo da linha do horizonte durante pelo menos um dia

inteiro (24 horas) uma vez por ano. Nas zonas frígidas, o sol também permanece acima da

linha do horizonte durante pelo menos um dia inteiro (24 horas) uma vez por ano. A Figura 3-15

à Figura 3-17 mostram o caminho aparente do sol, conforme visto por um observador no

hemisfério norte durante os solstícios e os equinócios, para três latitudes diferentes.

Figura 3-15: Caminhos aparentes do sol para um observador localizado na

linha do equador (Moran et al., 1997).

Figura 3-16: Caminhos aparentes do sol para um observador localizado a

latitudes intermediárias no hemisfério norte (Moran et al., 1997).

59

Figura 3-17: Caminhos aparentes do sol para um observador

localizado no pólo norte (Moran et al., 1997).

Da discussão acima, conclui-se que a direção dos raios solares relativa a um observador

na superfície da terra pode ser descrita em termos de três grandezas básicas:

• Localização do observador na superfície da terra;

• Dia do ano;

• Hora do dia.

Estas três grandezas são descritas de maneira mais conveniente pela latitude, declinação

solar e ângulo horário, respectivamente (Figura 3-18). Têm-se as seguintes definições:

Latitude, l: ângulo entre a linha OP e a sua projeção no plano equatorial.

Declinação solar, d: ângulo entre a linha que une o centro da terra ao centro do sol e a

sua projeção no plano equatorial.

Ângulo horário, h: ângulo entre a projeção da linha OP no plano equatorial e a projeção,

no mesmo plano, da linha que une o centro da terra ao centro do sol.

A latitude definida acima corresponde exatamente àquela indicada em globos e mapas

terrestres. Quanto ao ângulo horário, cada 15º equivalem a uma hora em termos de tempo. O

ângulo horário varia de zero ao meio dia solar local a um máximo ao nascer e pôr-do-sol. O

meio dia solar ocorre quando o sol se encontra no seu ponto mais alto no céu, sendo que os

ângulos horários são simétricos com relação ao meio dia solar. Assim, os ângulos horários ao

nascer e pôr-do-sol são idênticos em um mesmo dia. Com relação à declinação solar, a sua

variação ao longo de um ano típico é mostrada na Figura 3-19. Embora haja uma pequena

oscilação de seu valor para um mesmo dia de um ano a outro, para efeito de projetos de

sistemas de condicionamento de ar os dados para um ano típico são perfeitamente

satisfatórios.

60

Figura 3-18: Latitude, declinação solar e ângulo horário (McQuiston e Parker, 1994).

Figura 3-19: Variação da declinação solar ao longo do ano (McQuiston e Parker, 1994).

O caminho aparente que o sol percorre no céu visto por um observador na terra permite

definir outras grandezas que são função daquelas definidas acima (Figura 3-20). Tem-se:

Altitude solar, β: ângulo entre os raios solares e a projeção destes raios na superfície

horizontal. Trata-se do ângulo do sol acima do horizonte, dado por:

)d(sen).l(sen)dcos().hcos().lcos(sen +=β (3.11)

Pode-se mostrar que o valor máximo da altitude solar (meio dia solar) para um dado dia

em uma dada localidade é dado por:

( )dl90diameio −−=β (3.12)

Ângulo de zênite, Ψ: ângulo entre os raios do sol e a perpendicular ao plano horizontal no

ponto P. Obviamente,

º90=+β Ψ (3.13)

61

Figura 3-20: Ângulos solares (McQuiston e Parker, 1994).

Figura 3-21: Ângulo de azimute da superfície (McQuiston e Parker, 1994).

Azimute solar, φ: ângulo medido no plano horizontal entre o “lado do sol” (sul para

localidades no hemisfério norte, norte para localidades no hemisfério sul) e a projeção dos

raios solares neste plano. Pode-se mostrar que este ângulo é dado por:

[ ][ ])lcos().cos(

)d(sen)l(sen).(sen)cos(β

−β=φ (3.14)

A Figura 3-21 mostra uma superfície vertical sobre a qual incidem os raios solares.

Definem-se:

Azimute solar da superfície, γ: ângulo medido no plano horizontal entre a projeção dos

raios solares naquele plano e a normal à superfície vertical.

62

Azimute da superfície, ψ: ângulo medido no plano horizontal entre o sul e a normal à

superfície vertical, para o hemisfério Norte, e o Norte e a norma à superfície horizontal, para o

hemisfério Sul. Tem-se:

γ = φ ± ψ (3.15) onde o sinal “+” é usado quando a medição se der a leste do sul e o sinal “-” quando a medição

for feita a oeste.

No caso genérico de uma superfície com uma inclinação qualquer, podem-se definir:

Ângulo de incidência, θ: ângulo entre os raios do sol e a normal à superfície inclinada.

Ângulo de inclinação, α: ângulo entre a normal à superfície e a normal ao plano

horizontal.

Pode-se mostrar que:

))(cossen()sen()(cos)(coscos αβ+αγβ=θ (3.16)

Para uma superfície vertical, a equação acima reduz-se a: )(cos)(coscos γβ=θ (3.17)

Para uma superfície horizontal, β=θ sencos (3.18) Exemplo 3-1: Determinar os ângulos de altitude solar e azimute solar para o dia 21 de maio às

14h para um observador na cidade do Rio de Janeiro (latitude = 22º55´S, longitude = 43º12´O).

Solução: As equações para cálculo dos ângulos solares deram origem a tabelas e, mais

recentemente, programas computacionais. Um exemplo é o programa VRSolar para cálculos

“on-line”, disponível no endereço:

http://www.usc.edu/dept/architecture/mbs/tools/vrsolar/frameset.html.

Introduzindo-se os dados do problema no programa, obtém-se:

Declinação solar: d = 20,14º = 20º8 Altitude solar: β = 37,94º = 37º56´

Azimute solar: φ = -36,53º = -36º32´

63

No programa VRSolar, ângulos de azimute positivos são aqueles em direção ao leste e

ângulos negativos, em direção a oeste. Portanto, φ = -36,53º significa que o sol se encontra no

quadrante NO. Em algumas tabelas, mesmo em se tratando de localidades no hemisfério sul, o

ângulo de zênite é medido a partir do sul, no sentido anti-horário. Neste caso, seria obtido φ =

216,53º.

3.4.2 – Hora Oficial e Hora Solar

Devido à rotação da terra em torno do seu próprio eixo, qualquer ponto na sua superfície

passa por ciclos de 24 horas com relação ao sol. Para fins de medição da hora civil ou hora

oficial, a terra é dividida em 360º por linhas longitudinais (meridianos) que passam pelos pólos.

Portanto, cada 15º de longitude correspondem a 1/24 horas de um dia ou 1 hora de tempo. A

linha de longitude zero é aquela que passa por Greenwich, Inglaterra. Definem-se:

Hora Universal ou Hora Civil de Greenwich (GCT): hora ao longo do meridiano de

Greenwich.

Hora Civil Local (LCT): hora determinada pela longitude do observador, sendo que cada

1º de longitude corresponde a quatro minutos de tempo. Os meridianos a leste de Greenwich

possuem horas mais tarde e aqueles a oeste, horas mais cedo. Assim, 12h GCT corresponde a

7h LCT ao longo do meridiano de 75º de longitude oeste.

Cada região do globo terrestre compreendida entre aproximadamente 15º de longitude

tem a mesma hora oficial (fuso horário); porém, as fronteiras dos fusos podem ser irregulares a

fim de acomodar particularidades geográficas locais. A hora civil local correspondente a um

meridiano próximo ao centro do fuso horário é denominada Hora Padrão.

A Hora Solar se baseia no movimento aparente do sol no céu em uma determinada

localidade para cada dia do ano. Cabe lembrar que o meio-dia solar corresponde à altitude

solar máxima, β, para aquele dia, ou seja, o meio-dia solar é o instante em que o sol cruza o

meridiano do observador. Enquanto a hora civil corresponde a dias que têm duração precisa de

24 horas, a hora solar corresponde a dias de duração ligeiramente variável devido a fatores

como a não simetria da órbita da terra e irregularidades na velocidade de rotação da terra em

torno do seu próprio eixo.

A hora solar é o tempo medido em relação ao meio dia solar cujo valor é utilizado em

todas as relações trigonométricas da geometria solar. Para se converter a hora padrão em hora

solar são aplicadas duas correções. A primeira refere-se à diferença de longitude entre os

meridianos do observador e aquele da cidade correspondente à hora padrão. A este respeito,

64

um deslocamento angular de 1° é completado em 4 minutos (movimento de rotação da terra). A

segunda correção é dada pela equação do tempo (E), que leva em consideração as

perturbações na rotação da terra. Estas perturbações afetam o tempo que o sol leva para

atravessar o meridiano do observador, conforme apresentado por Duffie e Beckmann (1991):

)]B2(sen04089,0)B2cos(014615,0

senB032077,0Bcos001868,0000075,0[2,229E

−−

−+= (3.19)

( ) 360n1anododian36521nB ≤≤≡

π−= (3.20)

Assim, a diferença total em minutos entre hora solar (LST) e hora padrão (LCT) pode ser

calculada de acordo com a equação abaixo. Cabe ressaltar que E pode ser desprezado

quando se trata de projetos de climatização (condicionamento de ar):

( ) ELL4LCTLST LOCST +−=− (3.21) onde: LST: longitude do local onde é feita a medida da hora padrão (a longitude do Distrito

Federal é igual a 47° 56’);

LLOC: longitude da localidade em questão, expressa em graus, e disponível nas

Normais Climatológicas do DNMET.

Uma análise dimensional da equação acima mostra que a diferença entre a hora solar e a

padrão é obtida em minutos, visto que a constante que multiplica a diferença de longitudes está

expressa em minutos por grau.

Exemplo 3-2: Calcular a correspondência entre a hora solar e a hora oficial local para Itajubá

(MG).

Solução: A hora oficial de Itajubá (hora oficial do Brasil) é a hora do fuso horário de Brasília,

cujo meridiano central se localiza a 45º a oeste de Greenwich. Por conseguinte, a hora oficial

do Brasil corresponde à hora GMT menos três horas (durante o horário de verão, menos duas

horas). Itajubá se localiza a 45 27’ longitude oeste e 22 26’ latitude sul, ou seja, a longitude de

Itajubá é de 45,45º. Logo:

45,45º - 45º = 0,45º

Uma vez que cada grau de longitude equivale a 4 minutos na hora solar, vem:

0,45º x 4 min = 1,772 min = 1 min e 46,3 s

65

de onde: Hora solar local = Hora GMT – 3 horas – 1 min – 46,3 s

Hora solar local = Hora oficial local – 1 min – 46,3 seg.

Para o horário de verão: Hora solar local = Hora oficial local – 1 hora – 1 min – 46,3 s

3.4.3 – O Modelo de Céu Claro ASHRAE

A radiação solar que chega ao topo da atmosfera, radiação solar extraterrestre, varia ao

longo do ano devido à inclinação do eixo da terra e à variação da distância sol-terra. A

constante solar média, Gsc, é o fluxo irradiante em uma superfície normal aos raios solares,

posicionada no topo da atmosfera à distância média sol-terra. Segundo estudos recentes, o

valor desta constante é:

Gsc = 433,4 Btu/h.ft2 = 1367 W/m2

Da radiação solar que penetra na atmosfera terrestre, parte é espalhada por moléculas

de gás e vapor d´água, nuvens e partículas de poeira. Outra parte (ultravioleta, principalmente)

é absorvida pelas moléculas de ozônio nas porções superiores da atmosfera; outra parte ainda

é absorvida por moléculas de água nas regiões próximas à superfície terrestre. A parcela da

radiação que não é nem espalhada nem absorvida e que atinge a superfície da terra é

chamada radiação direta. Esta radiação direta vem acompanhada de parte da radiação solar

espalhada e que, ao atingir a superfície terrestre, recebe o nome de radiação difusa. A

radiação solar pode ainda ser refletida em superfícies adjacentes e atingir a superfície de

interesse. Portanto, a irradiação total, Gt, sobre uma superfície normal aos raios solares é

composta da irradiação direta normal, GND, irradiação difusa, Gd, e irradiação refletida, GR.

Gt = GND + Gd + GR (3.22)

A atenuação dos raios solares pela atmosfera depende de sua composição

(nebulosidade, concentração de poeira e poluentes, pressão atmosférica e umidade). Além

disso, para uma dada composição em um dia claro, a atenuação também depende fortemente

do comprimento do trajeto dos raios solares na atmosfera. Por exemplo, no início da manhã ou

fim da tarde, os raios solares percorrem um trajeto muito mais longo do que ao meio dia e,

como conseqüência, são muito mais atenuados. Analogamente, os raios solares que atingem

as regiões polares são muito mais atenuados do que aqueles que atingem as regiões tropicais.

Define-se massa de ar, m, como a razão entre a massa da atmosfera no trajeto real sol-terra

percorrido pelos raios solares até um ponto ao nível do mar e a massa de ar que existiria se o

sol estivesse exatamente a pino.

66

Obviamente, devido aos fenômenos de atenuação, o valor da constante solar não

representa a irradiação sobre a superfície terrestre, mesmo em dias limpos. O modelo de céu

claro ASHRAE dá o valor desta irradiação em dias claros e é expresso por:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛β

=

senBexp

AGND (3.23)

onde:: GND: irradiação direta normal [W/m2]

A: irradiação solar aparente para massa de ar zero [W/m2]

B: coeficiente de extinção atmosférica

β: altitude solar

A Tabela 3-2 dá valores de A e B para o dia 21 de cada mês do ano considerando-se um

coeficiente de limpidez atmosférica, CN, unitário. O valor obtido para GND é representativo de

condições médias para dias claros.

A radiação difusa sobre uma superfície horizontal é dada por:

( )2N

NDd

CG.CG = (3.24)

na qual o parâmetro C é admitido constante para um dia claro típico de cada mês. Valores de C

também são dados na Tabela 3-2.

Tabela 3-2: Dados solares para o dia 21 de cada mês (McQuiston e Parker, 1994).

Eq. do Tempo [min]

Declinação [graus]

A [W/m2]

B [ – ]

C [ – ]

JAN -11,2 -20,0 1202,5 0,141 0,103 FEV -13,9 -10,8 1187,4 0,142 0,104 MAR -7,5 0,0 1164,0 0,149 0,109 ABR 1,1 11,6 1130,3 0,164 0,120 MAI 3,3 20,0 1106,3 0,177 0,130 JUN -1,4 23,45 1092,4 0,185 0,137 JUL -6,2 20,6 1093,4 0,186 0,138 AGO -2,4 12,3 1107,3 0,182 0,134 SET 7,5 0,0 1136,3 0,165 0,121 OUT 15,4 -10,5 1166,3 0,152 0,111 NOV 13,8 -19,8 1190,2 0,142 0,106 DEZ 1,6 -23,45 1204,4 0,141 0,130

67

Ao se determinar a irradiação solar total sobre uma superfície de orientação arbitrária,

deve-se considerar ainda a radiação refletida sobre ela pelo solo. Esta parcela da irradiação é

dada por:

GR = GtH ρg Fwg (3.25)

Na expressão acima, GtH é a irradiação total (direta mais difusa) sobre o solo em frente à

superfície de interesse, sendo ρg a refletividade do solo. O fator de forma, Fwg, representa a

fração da radiação que sai da superfície de interesse e atinge diretamente o solo. Para uma

superfície inclinada de um ângulo Σ com relação à horizontal (Σ = 90 - α), tem-se:

( )2

cos1FwgΣ−

= (3.26)

3.4.4 – Ganho de Calor por Superfícies Transparentes

Quando a radiação solar atinge uma superfície envidraçada, ela é parcialmente

absorvida, parcialmente refletida, e parcialmente transmitida, conforme indicado na Figura

3-22. Em geral, cerca de 8% da radiação incidente são refletidos de volta para o exterior, de 5

a 50% são absorvidos pelo vidro dependendo de sua composição e espessura, e o restante é

transmitido diretamente para dentro e se tornará parte da carga térmica. O ganho de calor pela

janela é então a soma da radiação solar transmitida diretamente para dentro e a porção da

radiação absorvida pelo vidro que é transferida para o interior por convecção.

Uma vez que calor também é conduzido para dentro devido à diferença de temperatura

entre o ar externo e o ar interno, o ganho de calor total através da janela é:

Figura 3-22: Distribuição da energia solar incidente sobre uma superfície transparente.

68

vidro do através convecção e cond. por oTransmissa

vidro pelo absorvida solar energia da dentrop/ Transf.

vidro do através atransmitid Radiação

janela pela total calor de Ganho

⎪⎪⎪

⎩

⎪⎪⎪

⎨

⎧

+

+=

Denominando as duas primeiras parcelas do lado direito da equação “ganho de calor

solar”, vem:

vidro do através convecção e cond. por oTransmissã

Solar Calor de Ganhojanela pela total calor de Ganho

⎪⎩

⎪⎨

⎧+=

O ganho de calor solar, qsg, é dado por:

FGCI.AhUAGG

hUGAq

ott

otsg =⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛α+τ=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛α+τ= (3.27)

onde: Gt ≡ irradiação total (direta mais difusa) sobre a superfície exterior da janela;

τ ≡ transmissividade do vidro;

α ≡ absortividade do vidro;

U/ho ≡ fração da energia solar absorvida pelo vidro e transferida para o ambiente

interno por condução e convecção;

U ≡ coeficiente global de transferência de calor através da janela;

ho ≡ coeficiente de transferência de calor por convecção na superfície externa do vidro.

Define-se o fator de ganho de calor por insolação, FGCI, como:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ α+τ=

ot h

UGFGCI (3.28)

Obviamente, o parâmetro FGCI não leva em conta a transmissão de calor por condução

e convecção devida à diferença de temperatura entre o ar interno e externo. Mais ainda, a

radiação refletida, por depender, das condições específicas do solo em torno da superfície de

interesse, não é incluída em Gt e, portanto, em FGCI. Valores de FGCI encontram-se tabelados

em função da latitude, época do ano e orientação da superfície envidraçada. Por exemplo, a

Tabela 15, págs. 1-37 a 1-42 de Carrier (1990) lista estes valores para as seguintes condições:

69

• Superfície envidraçada igual a 85% da abertura na parede (caixilhos de madeira);

• Atmosfera límpida;

• Altitude 0 m;

• Ponto de orvalho de 19,5 °C (Tbs = 35 °C e Tbu = 24 °C).

Quando as condições do problema em questão diferirem daquelas acima, deve-se

proceder às correções indicadas nas notas de rodapé da própria tabela.

Deve-se ressaltar que refinamentos recentes ao cálculo do ganho de calor através de

superfícies transparentes requerem que os componentes da radiação solar transmitido e

absorvido sejam tratados separadamente. Quando houver necessidade de cálculos mais

precisos, as referências pertinentes devem ser consultadas (McQuiston e Parker, 1994).

Finalmente, no caso de superfícies externas fazerem sombra sobre a janela, utiliza-se o valor

de FGCI para uma janela face norte (Hemisfério Norte) ou face sul (Hemisfério Sul).

Um coeficiente de sombreamento, CS, deve ser utilizado para se adequar os valores de

FGCI a diferentes tipos de vidro ou para se incluir o efeito de dispositivos de sombreamento

interno.

qsg = (FGCImax) (CS) A (3.29)

A Tabela 16, pág. 1-46 de Carrier, fornece valores de CS para diferentes combinações de

tipos de vidro e dispositivos de sombreamento. Deve-se atentar para as condições para as

quais foi desenvolvida a tabela. Tabelas mais completas podem ser encontradas em

McQuiston e Parker (1994), às págs. 207-212 (Tabelas 6.3 a 6.6).

A energia solar que adentra o recinto não é uma carga térmica instantânea já que ela

deve primeiramente ser absorvida pelo piso, paredes interiores e mobília para depois ser

transferida por convecção para o ar interno. As características de armazenamento térmico da

estrutura do edifício e dos objetos no seu interior determinam a defasagem térmica e, portanto,

a relação entre o ganho de calor e a carga de refrigeração. Por esta razão, a capacitância

térmica (massa x calor específico) da estrutura e do seu conteúdo deve ser levada em conta

nestes casos. A redução no pico da carga de refrigeração causada pela defasagem térmica

pode ser extremamente importante para o dimensionamento do equipamento de climatização.

Um fator de carga de resfriamento (FCR) é geralmente introduzido no cálculo do ganho de

calor por insolação pelas janelas para se levar em conta este efeito. Tem-se:

qsg = (FGCImax) (CS) A (FCR) (3.30)

70

Valores de FCR encontram-se tabelados em função da orientação da superfície

envidraçada, da capacidade térmica da estrutura e da hora solar. Podem ser consultadas, por

exemplo, as Tabelas 7 a 11, págs. 1-23 a 1-28 de Carrier (1990). Vale notar que o fator FCR é

equivalente ao fator SCL do método CLTD/SCL/CLF da ASHRAE.

3.4.5 – Sombreamento Externo

O sombreamento externo produzido por beirais ou outras protuberâncias externas,

árvores ou edifícios adjacentes deve ser considerado no cálculo do ganho de calor por

insolação já que ele pode reduzir este ganho em até 80%. O coeficiente CS discutido acima

não é adequado para este fim já que ele diz respeito somente a dispositivos específicos de

sombreamento internos colocados junto à janela e deve ser empregado independentemente do

sombreamento externo. O cálculo da fração sombreada da superfície envidraçada é feito a

partir da geometria dos objetos externos que projetam sombra sobre ela e do conhecimento

dos ângulos solares para determinadas hora e localização.

A Figura 3-23 ilustra uma janela recuada relativamente à superfície externa da edificação

e sujeita a sombreamento nas suas porções superior e lateral dependendo da sua orientação e

hora do dia. De considerações geométricas, pode-se mostrar que:

γ= tanbx (3.31) δ= tanby (3.32)

γβ

=δcostantan (3.33)

Figura 3-23: Sombreamento externo sobre uma janela recuada da superfície exterior da

edificação (McQuiston e Parker, 1994).

71

Para o cálculo do azimute solar da superfície, as seguintes regras podem ser usadas:

• Sol e normal à superfície em lados opostos da direção sul (hemisfério norte) ou sol e

normal à superfície em lados opostos da direção norte (hemisfério sul):

γ = ψ + φ (3.34)

• Sol e normal à superfície do mesmo lado da direção sul (hemisfério norte) ou sol e

normal à superfície do mesmo lado da direção norte (hemisfério sul):

γ = ψ - φ (3.35)

Definidos os ângulos pertinentes, pode-se então calcular a área à sombra de uma janela

como mostrado na Figura 3-23. O ganho de calor total pela janela é a soma dos ganhos pela

porção à sombra e pela porção ensolarada. Isto é,

qsg = qsombra + qsol (3.36)

O valor de FGCI para a área à sombra pode ser tomado igual àquele para uma janela

face sul (hemisfério sul) ou face norte (hemisfério norte). Finalmente, no caso de haver

qualquer dúvida acerca do sombreamento externo ou se a janela estiver sujeita a

sombreamento externo apenas durante curtos períodos, deve-se utilizar o valor apropriado

para FGCI para uma janela ensolarada.

3.5 – Insolação em Superfícies Opacas

Conforme mostra a Figura 3-24, neste caso particular de insolação em superfícies opacas

tem-se τ = 0. Logo, a energia solar que atravessa a superfície é dada por:

AGh

Uq t

o

pp

α= (3.37)

Considerando-se simultaneamente o calor trocado devido à insolação e aquele

transmitido devido à diferença de temperatura entre o ar interior e o ar exterior, a expressão

para o ganho de calor pela parede torna-se:

( )⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ α+=−+α= i

o

topiopt

o

pp T

hGTAUTTAUAG

hU

q (3.38)

72

Figura 3-24: Insolação em superfícies opacas.

Define-se a temperatura ar - sol como:

o

toeq h

GTT α+= (3.39)

e o ganho de calor total pela parede se torna:

[ ]ieqpp TTAUq −= (3.40)

Isto é, a temperatura ar – sol representa uma temperatura fictícia do ar externo que

causaria a mesma troca convectiva pela parede que a troca real associada à transmissão e

radiação. Todavia, conforme mostrado na Figura 3-25, o efeito do armazenamento térmico pela

estrutura da parede pode ser significativo, resultando daí uma superestimativa de qp quando se

utiliza simplesmente Teq – Ti.

Figura 3-25: Fluxo de calor através de paredes de mesmo U, mas de massas distintas.

73

Um método alternativo e mais preciso para o cálculo deste ganho de calor utiliza a

expressão abaixo:

qp = Up A (DTCR) (3.41)

O parâmetro DTCR é denominado “diferença de temperatura para a carga de

refrigeração” e corresponde ao parâmetro CLTD do método CLTD/SCL/CLF ASHRAE. As

Tabelas 19 e 20, págs. 1-56 e 1-57 de Carrier (1990), apresentam os valores de DTCR para

paredes e teto, respectivamente. Estes valores correspondem às seguintes condições:

• mês de Julho e 40º de latitude norte;

• ΔTbs = 11 ºC em 24 horas (amplitude diária de temperatura);

• ΔTo-i = 8 ºC (To = 35 ºC e Ti = 27 ºC).

Além disso, as orientações dadas correspondem ao hemisfério norte e deve-se fazer a

equivalência para aplicá-las a uma localidade no hemisfério sul. Estas equivalências podem ser

encontradas na Tabela 15 de Carrier (1990).

Deve-se então notar que, contrariamente ao parâmetro FGCI, os valores de DTCR já

incluem a transmissão térmica através das paredes devido à diferença de temperatura ΔTo-i.

Quando as condições do problema em questão diferirem daquelas acima, deve-se corrigir o

valor encontrado nas tabelas para DTCR por meio da seguinte expressão:

( )sombrampadrão

ssombracorr DTCRDTCR

FGCIFGCIbDTCRaDTCR −⋅⋅++= (3.42)

Fator de correção a:

Fator que leva em conta ΔTbs ≠ 11 °C e ΔTo-i ≠ 8 °C e depende, portanto, do mês

considerado, da localidade e das condições internas fixadas. O valor de a pode ser encontrado

na Tabela 20A, pág. 1-57 de Carrier (1990).

DTCRsombra:

Trata-se da diferença de temperatura no horário de interesse para a superfície tomada à

sombra, no mês de julho e a 40° de latitude norte — Tabelas 19 e 20 de Carrier (1990). Este

fator depende então da hora, do peso específico da parede e de se tratar de uma parede

vertical ou de um teto.

74

Fator de correção b:

Este fator leva em conta a cor da superfície externa da parede ou teto. À pág. 1-58 de

Carrier (1990) são encontrados valores de b para as diversas tonalidades das superficies.

FGCIs:

Trata-se do ganho de calor por insolação máximo para as condições do problema em

questão, isto é, para o mês, latitude e orientação da superfície reais do problema. Este valor é

obtido da Tabela 15, pág. 1-41 de Carrier (1990).

FGCIpadrão:

Trata-se do ganho de calor por insolação máximo considerando-se a orientação das

superfícies do problema em questão, porém tomando-se o mês de julho e 40° de latitude norte.

Este valor também é obtido da Tabela 15 de Carrier (1990).

DTCRm:

Trata-se da diferença de temperatura no horário em questão para a superfície

ensolarada.

3.6 – Ganho de Calor por Ventilação e Infiltração

Sejam primeiramente as seguintes definições:

Infiltração: penetração não controlada de ar externo no recinto causada por forças

naturais (vento e diferença de temperatura).

Ventilação: entrada intencional de ar externo no edifício realizada por meios mecânicos.

Edifício de baixa elevação: prédio para o qual H < 3W.

Edifício de alta elevação: prédio para o qual H > 3W.

A penetração de ar externo no recinto afeta tanto a temperatura do ar (calor sensível)

como a sua umidade (calor latente), podendo representar uma grande parcela da carga

térmica.

Calor sensível:

( ) ( )SEar,poSEar,parINF,S TTcVTTcmq −ρ=−= && (3.43)

75

Calor latente:

( ) lvSEolvSEarINF,L h)WW(VhWWmq −ρ=−= && (3.44)

As medidas para minimização da infiltração incluem:

1. Vedação das superfícies externas;

2. Utilização de vestíbulos ou portas giratórias;

3. Manutenção da pressão interna ligeiramente superior à externa (vazão de exaustores

menor do que vazão de ventilação).

A seguir, são discutidos dois métodos para a avaliação da vazão de ar devida à infiltração:

1. Método das frestas (crack method);

2. Método das renovações de ar (air-change method).

O método das frestas é geralmente mais preciso desde que as características das frestas

e a diferença de pressão possam ser adequadamente avaliadas. O método das renovações de

ar é baseado na experiência e no bom senso do projetista, não sendo, portanto, recomendado

para novatos.

3.6.1 – Método das Frestas

A infiltração de ar externo se dá por frestas em:

• Portas e janelas;

• Instalações para iluminação;

• Junções entre paredes e piso;

• No próprio material de construção.

A expressão geral para o cálculo da vazão por uma fresta é:

ni PKAV Δ=& (3.45)

onde: A ≡ área efetiva das frestas,

K ≡ coeficiente de escoamento (função do tipo da fresta e do regime de escoamento),

ΔP ≡ diferença de pressão entre o exterior e o interior, po - pi,

n ≡ expoente dependente do regime de escoamento na fresta (0,4 < n < 1,0).

76

A Figura 3-26 expressa graficamente a equação acima para vários valores do coeficiente

de escoamento.

A diferença de pressão entre o exterior e o interior, PE - PS, é composta de três parcelas

conforme mostra a equação abaixo:

Δp = PE – PS = ΔPw + ΔPs + ΔPp (3.46) onde: ΔPW ≡ diferença de pressão devida ao vento,

ΔPS ≡ diferença de pressão devida ao efeito chaminé,

ΔPP ≡ diferença de pressão devida à pressurização do edifício.

Figura 3-26: Vazões de infiltração por janelas e portas (McQuiston e Parker, 1994).

A diferença de pressão devida ao vento é expressa pela seguinte equação:

( ) 2wp

2f

2ww VC

21VV

21P =−ρ=Δ (3.47)

onde: wV : velocidade do vento,

fV : velocidade final do vento junto ao edifício,

Cp: coefic. de pressão (função da forma e orientação do edifício com relação ao vento).

A Figura 3-27 ilustra a variação de Cp para um edifício de baixa elevação. O coeficiente

Cp passa de positivo a negativo devido ao aumento da velocidade do vento ao contornar o

77

prédio. Mais informações acerca de Cp para esta e outras configurações podem ser

encontradas no Capítulo 7 de McQuiston e Parker (1994).

O efeito chaminé se deve à diferença de densidade do ar entre o interior e o exterior do

edifício.

No inverno:

• Maior densidade do ar ao nível do chão do lado de fora e conseqüente infiltração;

• Correntes de convecção no interior levam a uma maior pressão do ar nas partes

superiores do prédio e conseqüente “exfiltração”.

Figura 3-27: Variação do coeficiente Cp para um edifício de baixa elevação

(McQuiston e Parker, 1994).

No verão o processo se inverte:

• Exfiltração nas porções inferiores;

• Infiltração nas porções superiores.

Define-se:

Nível de pressão neutra: nível do edifício para o qual po = pi, considerando-se apenas o

efeito chaminé.

No caso de uma distribuição uniforme das frestas e outras aberturas na direção vertical, o

nível de pressão neutra ocorrerá à meia altura do edifício. Quando as aberturas maiores

predominarem nas partes mais baixas, o nível de pressão neutra será deslocado para baixo.

78

Analogamente, o nível de pressão neutra será deslocado para cima no caso de aberturas

maiores nas partes mais altas do prédio. Normalmente, as aberturas maiores estão

concentradas na porção inferior do edifício devido às portas.

Os diversos andares de um prédio impõem uma resistência ao escoamento vertical do ar.

Além disso, esta resistência varia em função hermeticidade das escadas e poços de

elevadores. Quando esta resistência puder ser admitida igual em cada andar, pode-se utilizar

um único coeficiente empírico, denominado coeficiente de tiragem, para se estimar a diferença

de pressão devida ao efeito chaminé. Assim,

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=Δ

SE

ods T

1T1

RghPCP (3.48)

onde: Cd: coeficiente de tiragem (draft coefficient),

h: distância vertical do nível de pressão neutra.

Figura 3-28: Diferença de pressão devida ao efeito chaminé (McQuiston e Parker, 1994).

79

A Figura 3-28 mostra a diferença de pressão devida ao efeito chaminé em função da

altura h. Alguns valores gerais para o coeficiente de tiragem são:

• Prédios de escritórios modernos: 0,65 < Cd < 0,85

• Prédios sem portas nas escadas: Cd = 1,0

A pressurização do espaço interno (ΔPp) depende do sistema de distribuição de ar do

edifício (vazão dos exaustores < vazão de ventilação) e muito pouco de fenômenos naturais. O

espaço interno pode se tornar despressurizado pelo mau projeto ou ajuste inadequado do

sistema de ventilação, havendo então um aumento da infiltração no edifício.

O Manual de Aire Condicionado Carrier (Carrier, 1990) apresenta um método mais

prático de cálculo da vazão através de frestas em portas e janelas (Tabela 41, pág. 1-84). No

caso de janelas, a vazão de infiltração é tabelada em função do tipo de janela e da fração da

área desta que pode ser aberta. No caso de porta, os valores são tabelados em função do tipo

de porta e da área desta. Admite-se em ambos os casos uma velocidade do vento igual a 12

km/h, podendo-se, entretanto, corrigir os valores tabelados para outras velocidades. Valores

semelhantes também podem ser encontrados na NBR 16401.

3.6.2 – Método das Renovações de Ar

Define-se o número de renovações de ar por hora (air changes per hour), ACH, como a

vazão de ar ocorrida em uma hora numericamente igual a um certo número de vezes o volume

do edifício. Assim,

Para um edifício de pequeno porte, sem pressurização interna:

VINF = ACH = a + b V + c (TE – TS) (3.49) onde V é a velocidade do vento [m/s] e as constantes a, b e c são obtidas da tabela abaixo:

Tabela 3-3: Constantes para a equação de infiltração. Qualidade da Construção a b C

Boa vedação 0,15 0,010 0,007

Média 0,20 0,015 0,014

Má vedação 0,25 0,020 0,022

Alguns valores típicos para a vazão de infiltração e a sua classificação em termos da

qualidade da vedação do prédio são:

80

VINF = 2,0 ACH (prédio mal vedado, vazão de infiltração muito alta)

VINF = 0,5 ACH (prédio bem vedado, vazão de infiltração baixa)

VINF = 0,10 ACH (prédio de escritórios modernos, baixíssima vazão de infiltração)

De maneira geral, pode-se afirmar que:

• Em prédios de pequena elevação (H < 3W), o efeito chaminé é pequeno e somente

os efeitos dos ventos e frestas necessitam ser considerados.

• Em prédios de alta elevação (H > 3W), o efeito chaminé pode ser dominante,

devendo-se, no entanto, levar em conta todos os três termos de pressão.

3.7 – Geração Interna de Calor

As principais fontes são ocupantes, luzes, e equipamentos, podendo a geração interna

constituir uma carga significativa em edifícios comerciais.

3.7.1 – Iluminação

Uma vez que a iluminação representa muitas vezes a maior fração da geração interna,

uma estimativa precisa desta carga térmica se torna necessária. Parte da energia gerada pela

iluminação se dá sob a forma de radiação, que é absorvida pelas paredes e objetos do espaço

condicionado para depois ser transferida por convecção para o ar ambiente. Assim, a taxa de

ganho de calor pela iluminação em um dado momento pode ser bastante diferente da potência

elétrica suprida às lâmpadas.

Os parâmetros que afetam este ganho de calor são a maneira como as lâmpadas foram

instaladas, a distribuição de ar em torno delas e a capacitância térmica da estrutura do edifício.

Obviamente, uma luminária embutida no teto tenderá a transferir mais calor para a estrutura do

edifício enquanto uma luminária pendente transferirá mais calor diretamente para o ar. Alguns

dispositivos de fixação de luminárias são projetados de modo que o ar aquecido pelas

lâmpadas circule para cima do teto e fora do espaço condicionado, evitando assim que este

calor seja absorvido pelo ambiente. A maneira como as lâmpadas são utilizadas também afeta

o ganho de calor. Quando estas permanecem acesas 24 horas por dia, a taxa de ganho de

calor aproxima-se da potência elétrica suprida.

A taxa instantânea de ganho de calor de iluminação pode ser calculada de:

q = WILUM (Fu) (Fr) (FCR) (3.50) onde: Fu ≡ fator de utilização (razão entre a potência utilizada nas condições de estimativa da

carga térmica e potência total instalada),

81

Fr ≡ fator do reator para lâmpadas fluorescentes,

FCR ≡ fator de carga térmica de refrigeração para iluminação (para se levar em conta

a defasagem entre a taxa instantânea de ganho de calor pelo ar ambiente e potência

elétrica dissipada).

São dados os seguintes valores para o fator de reator:

• Fr = 1,250 para reatores eletromagnéticos;

• Fr = 1,075 para reatores eletrônicos;

• Fr = 1,000 para lâmpadas incandescentes (sem reator).

O fator FCR corresponde ao fator CLF do método CLTD/SCL/CLF ASHRAE.

No caso de luminárias embutidas ou ventiladas, os dados do fabricante ou da literatura

especializada devem ser consultados a fim de se determinar a fração da potência elétrica que

faz parte realmente da taxa de ganho de calor pelo ambiente. Para a determinação de FCR, a

Tabela 12, pág. 1-29 de Carrier (1990) ou a Tabela 4-6, pág. 80 de Stoecker e Jones (1985)

deve ser consultada.

3.7.2 – Equipamentos

A enorme variedade de equipamentos, aplicações, períodos de utilização e tipos de

instalação torna a estimativa desta carga térmica muito subjetiva. Escritórios, com os vários

equipamentos que lhe são típicos (computadores, impressoras, copiadoras, etc.), apresentam

ganhos de calor de até 0,05 kW/m2. Salas de computadores devem ser consideradas

separadamente. Normalmente, admite-se que o calor sensível liberado por equipamentos se

divide em 70% radiante e 30% convectivo.

Motores Elétricos

Os motores elétricos constituem ganhos de calor sensível pelo fato de transformarem

uma parte maior ou menor da potência elétrica recebida em calor. Na carcaça, o calor

dissipado é dado pela expressão:

Ganho de Calor = Potência Elétrica x (1 – Rendimento do Motor)

O restante da potência elétrica (potência útil) é utilizado pela transmissão e pela máquina

conectada ao motor. Esta máquina utiliza a potência útil para realizar um trabalho que poderá

ou não contribuir para os ganhos de calor.

Para equipamentos acionados por motores elétricos instalados no interior do espaço

climatizado, o calor liberado é geralmente calculado de:

82

lm

m FEPq = (3.51)

onde: P: potência nominal (eixo);

Em: rendimento do motor;

Fl: fator de carga do motor (fração da carga nominal fornecida nas condições de

estimativa da carga térmica)

Quando o motor elétrico estiver instalado fora do espaço climatizado, tem-se:

qm = P Fl (3.52)

Quando o motor se localizar no interior do espaço climatizado e o equipamento acionado

fora, por exemplo, ventiladores e bombas que impulsionam um fluido para fora do espaço

climatizado, tem-se:

lm

mm F

EE1Pq ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ −= (3.53)

Quando não se dispuser de dados específicos para um equipamento, faz-se:

qm = 0,5 P (3.54)

Equipamentos Eletrônicos

A potência nominal de todos os equipamentos eletrônicos existentes no ambiente

(máquinas de escrever, equipamentos de som e vídeo, computadores, impressoras, etc.) deve

ser considerada como carga térmica sensível convectiva para o ambiente. A equação para o

cálculo deste ganho é então:

∑= Pq coseletrôni (3.55) onde: P a potência nominal de cada equipamento.

Equipamentos Dotados de Captores

No caso de equipamentos dotados de algum tipo de captor, o calor liberado por

convecção é removido pelo captor enquanto o calor liberado por radiação, que fará parte da

carga térmica, chega a 32% do calor total. O ganho de calor de equipamentos elétricos ou a

vapor dotados de captor pode ser calculado de:

q = 0,5 (0,32 qliberado) = 0,16 qliberado (3.56)

83

Equipamentos de Combustão

Os equipamentos de cozinha a combustão direta consomem cerca de 60% mais energia

do que equipamentos equivalentes elétricos ou a vapor. Quando os equipamentos a

combustão estiverem dotados de captores, faz-se:

q = 0,10 qliberado (3.57) 3.7.3 – Ocupantes

Já foi visto anteriormente que ocupantes liberam calor devido ao seu metabolismo. O

calor total liberado é composto de calor sensível e calor latente, sendo que a porcentagem de

um e de outro depende do nível de atividade e das condições do ar ambiente. A título de

ilustração, são mostrados alguns dados na Tabela 3-4. Porém, para fins de projeto a Tabela

8.11, pág. 278 de McQuiston e Parker (1994), Tabela 48, pág. 1-94 de Carrier (1990), ou

preferencialmente a NBR 16401-1 (2008), devem ser consultadas.

Embora os dados das Tabela 3-4 sejam precisos, grandes erros podem ser cometidos

devido a estimativas errôneas de períodos de ocupação e do número de ocupantes de um

espaço. Se o número de ocupantes for desconhecido, as sugestões da Tabela 3-5 podem ser

adotadas:

Tabela 3-4: Calor liberado por ocupantes.

Atividade Calor total liberado [W]

Calor sensível liberado [%]

Sono 70 75 Sentado, quieto 100 60

Em pé 150 50 Andando, 3 km/h 305 35

Trabalho de escritório 150 55 Aula (professor) 175 50

Loja 185 50 Trabalho industrial 300 - 600 35

Tabela 3-5: Espaço ocupado por pessoa. Espaço Espaço Recomendado

Residência 2 – 6 ocupantes Escritório 10 – 15 m2 por pessoa

Loja 3 – 5 m2 por pessoa Escola 2,5 m2 por pessoa

Sala de conferências 1,0 m2 por pessoa

84

A estimativa da ocupação de um ambiente deve ser bastante realista, devendo-se ter em

mente que raramente um escritório terá todo o seu pessoal presente ou uma sala de aula

estará totalmente cheia. Por outro lado, um teatro ou um cinema normalmente estará lotado,

algumas vezes além de sua capacidade projetada. Com a exceção destes e de outros espaços

de alta ocupação, em geral a ocupação projetada de um espaço é maior do que aquela

verificada na prática.

O calor latente liberado pelos ocupantes torna-se parte imediata da carga térmica de

refrigeração e é dado por:

qlatente = N QL (3.58)

O calor sensível liberado pelos ocupantes é:

qsensível = N QS (FCR) (3.59) onde: N ≡ máximo número de ocupantes esperado para um dado ambiente.

O ganho de calor sensível pode ser em parte defasado dependendo das condições do

ambiente climatizado já que é parte convectivo e parte radiante. A Tabela 12, pág. 1-29 de

Carrier (1990), pode ser usada também para se determinar o fator de carga de refrigeração

(FCR) do calor sensível liberado por ocupantes exceto em locais de grande afluência como

teatros, cinemas, auditórios, etc.. Nestes casos, a troca radiante é restringida pela pequena

área das superfícies receptoras comparada à área das superfícies emissoras.

3.8 – Ganhos de Calor da Instalação

Agrupam-se aqui os ganhos associados aos diferentes componentes da instalação como

tubulações de água, dutos de ar, ventiladores, bombas e outros. Estes ganhos devem ser

levados em conta no cálculo da carga térmica, porém a sua estimativa precisa só é possível

depois de se determinar o tipo de instalação.

3.8.1 – Ganho de Calor Sensível pelos Dutos de Insuflamento

Uma vez que os dutos de insuflamento e retorno normalmente se localizam em

ambientes não condicionados (sótãos, tetos falsos, etc.), a temperatura do ar externo a eles é

maior do que aquela do ar no seu interior. Por conseguinte, mesmo isolados termicamente, é

inevitável que haja um ganho de calor sensível pelo ar ao longo dos dutos, que pode não ser

desprezível. Por outro lado, este ganho de calor é de difícil estimativa devido a incertezas no

coeficiente de película e na temperatura do ar externo. Além disso, pode haver alguma troca

85

radiante entre a superfície externa do isolamento dos dutos e a sua vizinhança, uma troca

ainda mais difícil de ser estimada.

O Gráfico 3, pág. 1-105 de Carrier (Carrier, 1990) permite avaliar este ganho em função

de parâmetros de operação da instalação e da extensão da rede de dutos em ambientes não

condicionados. Como no estágio inicial do projeto algumas destas informações não estão

disponíveis, uma regra prática é admitir simplesmente que este ganho de calor é

aproximadamente igual a 5% da carga interna sensível do recinto. Isto é,

qdutos = 0,05 (qsensível,recinto) (3.60) 3.8.2 – Vazamentos nos Dutos de Insuflamento

Os vazamentos de ar ao longo dos dutos de insuflamento se traduzem em uma

diminuição da capacidade de resfriamento do ar efetivamente insuflado no recinto

condicionado. Esta diminuição pode ser significativa e, portanto, deve ser considerada no

cálculo da carga térmica mediante um aumento equivalente dos ganhos de calor sensível e

latente no ambiente condicionado. Dados de instalações reais acumulados ao longo dos anos

mostraram que, independentemente da capacidade da instalação, estes vazamentos

representam cerca de 10% da vazão de ar tratado (Carrier, 1990). A qualidade da mão de obra

executora dos dutos é determinante da porcentagem de vazamentos em uma instalação

específica, tendo-se registrado valores na faixa de 5 a 30% aproximadamente.

De modo geral, recomenda-se admitir os vazamentos como iguais a 10% da vazão para

dutos situados em espaços não climatizados (Carrier, 1990). Caso os dutos estejam

localizados no interior do próprio ambiente climatizado, as fugas de ar tratado ocorrerão para o

ambiente e podem ser desprezadas. Quando apenas uma parte dos dutos se localizar no

exterior, faz-se a proporção entre o comprimento externo e o comprimento total e aplica-se esta

razão à correção de 10%. Expressões para a estimativa destes ganhos de calor são dadas

abaixo:

( )ISa,pasensível,vazamentos TTcm10,0q −= & (3.61)

( )ISlvalatente,vazamentos WWhm10,0q −= & (3.62)

Segundo McQuiston e Parker (1994), em dutos de alta velocidade o valor máximo

aceitável para vazamentos é 1% da vazão total pela rede de dutos. Para dutos de baixa

velocidade, ainda não se chegou a um consenso para este valor limite. De qualquer modo, todo

esforço deve ser feito para a minimização dos vazamentos e o material de vedação utilizado

deve ter uma vida útil de 20 a 30 anos.

86

3.8.3 – Ganho de Calor dos Ventiladores de Insuflamento

Os ventiladores contribuem para os ganhos de calor sensível de três maneiras diferentes:

1. Se o motor elétrico e a transmissão estiverem em contato direto com o ar insuflado

ou estiverem localizados no interior do ambiente climatizado, o calor dissipado pelo

fato do seu rendimento ser inferior a 100% constituirá um ganho de calor sensível a

ser considerado na carga térmica.

2. Sempre ocorrerá uma degradação de parte da energia mecânica recebida pelo

ventilador (potência de eixo) em energia térmica pelo fato do seu rendimento

mecânico ser inferior a 100%.

3. A energia efetivamente transmitida ao ar (energia interna) é gradualmente

transformada em calor devido às perdas de carga. Este calor é absorvido pelo ar

para compensar o esfriamento produzido pela expansão causada pela própria perda

de carga.

Assim sendo, a potência elétrica transmitida aos ventiladores em última instância se

manifestará, total ou parcialmente, sob a forma de calor sensível adicionado ao ar, como se

calor lhe fosse transferido diretamente. Este ganho de calor depende da altura manométrica

desenvolvida pelos ventiladores, da diferença de temperatura entre o ar insuflado e o ar no

ambiente climatizado e do tipo de instalação de climatização (central ou autônoma). A Tabela

59, pág. 1-104 de Carrier (1990), fornece os valores deste ganho como porcentagens do ganho

de calor sensível total do recinto climatizado. Todavia, os valores tomados desta tabela devem

ser revisados depois do cálculo completo da instalação.

Mesmo a Tabela 59, pág. 1-104 de Carrier (1990), requer informações nem sempre

disponíveis em um estágio muito preliminar do projeto de climatização. Assim, uma regra

prática nesta etapa do projeto é fazer:

qVENT = 0,05 (qsensível,recinto) (3.63)

Obviamente, este valor também deve ser revisado depois do cálculo completo da

instalação.

3.8.4 – Infiltração nos Dutos de Retorno

Nos dutos de retorno, devido à pressão negativa, ocorre a infiltração do ar externo. São

considerados três casos distintos (Carrier, 1990):

1. Dutos não isolados no interior do ambiente climatizado: as infiltrações não interferem

no cálculo da carga térmica.

87

2. Dutos isolados ou falso teto utilizado como pleno de retorno: a importância das

infiltrações no cálculo da carga térmica dependerá da comunicação eventual entre o

pleno e algum local não climatizado.

3. Dutos situados em um local não climatizado: admitir a vazão de infiltração de 0 a 3%

da vazão de ar tratado dependendo da proporção entre o comprimento externo do

duto e o seu comprimento total.

Expressões para a estimativa destes ganhos de calor são dadas abaixo, nas quais

admitiu-se a vazão de infiltração como 3% da vazão de ar tratado:

( )ISa,pasensível,vazamentos TTcm03,0q −= & (3.64)

( )ISlvalatente,vazamentos WWhm03,0q −= & (3.65)

3.8.5 – Ganho de Calor Sensível pelos Dutos de Retorno

A avaliação deste ganho é feita pelos mesmos procedimentos utilizados para os dutos de

insuflamento. Portanto, em primeira instância será admitido:

qdutos = 0,05 (qsensível,recinto) (3.66) 3.8.6 – Ganho de Calor Sensível pela Bomba de Água Fria

A água resfriada que irá alimentar a serpentina de resfriamento e desumidificação sofre

um ganho de calor ao passar pela bomba que a movimenta. Este ganho deve ser considerado

na carga térmica, podendo-se utilizar para tal a Tabela 60, pág. 1-108 de Carrier (1990).

3.9 – Emprego da Carta Psicrométrica

O estudo básico da psicrometria e sua aplicação a um caso simples de climatização foi

feito no Capítulo 2. Aqui são estudadas aplicações mais específicas da carta psicrométrica

relacionadas ao cálculo da carga térmica e seleção do equipamento condicionador.

3.9.1 Definições Fundamentais

Algumas destas definições já foram feitas no Capítulo 2, mas serão refeitas aqui para

facilidade de compreensão de novas definições que se seguem.

Fator de Calor Sensível (FCS ou SHF)

Trata-se aqui de uma definição genérica dada por:

THSH

LHSHSHFCSSHF =+

== (3.67)

88

onde: SHF fator de calor sensível (também chamado de FCS)

SH calor sensível (também chamado de QS)

LH calor latente (também chamado de QL)

TH calor total (também chamado de QT)

Fator de Calor Sensível do Recinto Condicionado (RSHF ou FCSINT)

Trata-se da razão entre os ganhos de calor sensível do recinto condicionado e o ganho

total do mesmo (sensível mais latente). Isto é,

RTHRSH

RLHRSHRSHFCSRSHF INT =

+== (3.68)

onde: RSHF fator de calor sensível do recinto condicionado (ou FCSINT)

RSH: calor sensível do recinto condicionado (também chamado de QS,INT)

RLH: calor latente do recinto condicionado (também chamado de QL,INT)

RTH: calor total do recinto condicionado (também chamado de QT,INT)

O estado termodinâmico do ar insuflado no recinto (ponto 2 da Figura 2-16) deve ser tal

que compense simultaneamente os ganhos de calor sensível e latente no interior do ambiente.

Mais uma vez, o segmento de reta 23 da Figura 2-17 é denominado curva de carga do recinto.

Outras denominações são reta de SHF do recinto e reta de insuflamento. Ou seja, a

manutenção das condições de temperatura de bulbo seco e umidade relativa prescritas para o

ambiente requerer que o estado termodinâmico do ar insuflado se localize sobre esta reta. Para

facilidade de leitura, a Figura 3-29 mostra genericamente a curva de carga de um recinto, o

ponto de projeto para as condições internas e o ponto de insuflamento do ar no recinto.

Figura 3-29: Curva de carga do recinto (Carrier, 1990).

89

Fator de Calor Sensível Total (GSHF)

Também no Capítulo 2, foi visto que é necessário introduzir no ambiente climatizado uma

certa vazão de ar externo requerida pelos ocupantes para renovação do oxigênio. Esta vazão

de ar externo faz com que a carga de refrigeração da serpentina seja maior do que a carga

térmica do ambiente.

O fator de calor sensível total é definido como da razão entre o ganho de calor sensível

total (recinto mais ar externo) e o ganho de calor total (sensível e latente) do recinto e do ar

externo conjuntamente. Isto é,

GTHTSH

TSHTLHTSHFCSGSHF T =

+== (3.69)

onde: GSHF fator de calor sensível total (ou FCST) TSH calor sensível total, i.e., calor sensível do recinto mais calor sensível do ar

externo (também chamado de QS,TOT) TLH calor latente total, i.e., calor latente do recinto mais calor latente do ar

externo (também chamado de QL,TOT) GTH calor total (sensível e latente) do recinto e do ar externo conjuntamente ,

i.e, calor sensível do recinto mais calor sensível do ar externo (também chamado de QTOT)

A passagem do ar pela serpentina de resfriamento e desumidificação (Figura 2.16) se

traduz por uma variação de sua temperatura de bulbo seco e de sua umidade absoluta na

proporção dada pelo GSHF. Na Figura 2.17, onde foram desprezados os ganhos de calor

sensível do ventilador e dutos de insuflamento (pontos 1´ e 2 da Figura 2.16 admitidos iguais),

o processo de resfriamento e desumidificação do ar na serpentina é representado pelo

segmento de reta 12. A Figura 3-30 mostra a carta psicrométrica e a assim chamada reta de

SHF TOTAL (GSHF).

Figura 3-30: Reta de SHF TOTAL (GSHF) — Carrier, 1990.

90

Temperatura Equivalente da Superfície da Serpentina

A temperatura da superfície externa de uma serpentina varia de um ponto a outro. Não

obstante, pode-se imaginar uma temperatura média de sua superfície de tal maneira que, se

fosse constante em toda a sua extensão, resultaria na mesma condição de saída do ar que a

temperatura real variável. Esta temperatura média é denominada “temperatura equivalente da

superfície” e está esquematizada na Figura 3-31 para o caso de uma serpentina de água fria

em contracorrente com o ar insuflado. No entanto, a definição é válida para todos os outros

casos possíveis.

A temperatura equivalente da superfície é um parâmetro importante para a determinação

da vazão de ar suprido ao ambiente e para a seleção de um equipamento condicionador mais

eficiente. Para processos de resfriamento e desumidificação, a temperatura equivalente da

superfície é determinada pela intersecção da reta de GSHF com a curva de saturação (Figura

3-30). Esta temperatura equivalente pode ser considerada igual ao ponto de orvalho da

serpentina (ADP).

Figura 3-31: Temperatura equivalente da superfície da serpentina (Carrier, 1990).

Fator de Desvio da Serpentina (BF) e Fator de Contato (CF)

O fator de desvio da serpentina (BF) representa a fração do escoamento de ar que passa

pela serpentina sem que seu estado termodinâmico se modifique. Em termos dos pontos na

Figura 3-32, tem-se:

adpedb

adpdb,1TTTT

BF−

−= (3.70)

As Tabelas 61 e 62, pág. 1-121 de Carrier (1990), dá valores de BF para diferentes tipos

de serpentina e de aplicações, respectivamente. Estes valores podem ser utilizados quando

não forem conhecidas as características da serpentina a ser utilizada. O complemento do fator

de desvio é freqüentemente denominado fator de contato (CF). Assim, tem-se:

91

Figura 3-32: Representação gráfica de BF e CF (Carrier, 1990).

adpedb

db1edbTTTTBF1CF

−−

=−= (3.71)

Fator de Calor Sensível Efetivo (ESHF ou FCSEFET)

Os ganhos de calor efetivos do recinto condicionado são iguais à soma dos ganhos de

calor que ocorrem no interior do recinto propriamente dito e os ganhos de calor adicionais,

sensível e latente, do escoamento de ar correspondentes ao fator de desvio da serpentina

(BF), visto acima.

Define-se então fator de calor sensível efetivo (ESHF) como a razão entre os ganhos de

calor sensível efetivos do recinto condicionado e os ganhos de calor efetivos totais (sensível

mais latente) do mesmo. Ou seja,

ERTHERSH

ERLHERSHERSHFCSESHF EFET =

+== (3.72)

onde: ESHF fator de calor sensível efetivo

ERSH ganhos de calor sensível efetivos do recinto, i.e., calor sensível do recinto

mais calor sensível do ar ext. desviado (também chamado de QS, Efet)

ERLH ganhos de calor latente efetivos do recinto, i.e., calor latente do recinto

mais calor latente do ar ext. desviado (também chamado de QL, Efet)

ERTH ganho de calor efetivo total, i.e., calor total do recinto mais calor total do

ar ext. desviado (também chamado de QT, Efet)

92

A Figura 3-33 ilustra a relação entre RSHF,GSHF e ESHF. A reta de ESHF é aquela que

une o ADP e o ponto representativo das condições internas do recinto condicionado.

Figura 3-33: Retas de RSHF, GSHF e ESHF (Carrier, 1990).

3.9.2 – Cálculo da Vazão de Ar Condicionado

Em geral, os ganhos de calor nos dutos e no ventilador bem como correções devidas a

vazamentos de ar nos dutos são levados em conta fora do cálculo da carga térmica. Desta

forma, o ponto correspondente às condições do ar na saída da serpentina se localiza na

intersecção das retas RSHF e GSHF (Figura 3-34), observando-se que a temperatura de

insuflamento é superior à temperatura de saída da serpentina. Ao se levar em conta os ganhos

de calor no ventilador e nos dutos de insuflamento, o processo na carta psicrométrica é

conforme mostrado na Figura 3-35. O segmento 12 representa o aumento da temperatura de

bulbo seco da corrente de ar devido a estes ganhos de calor sensível.

Para operação à plena carga, a reta RSHF permanecerá constante enquanto a reta

GSHF mudará de posição em função de variações na vazão de ar externo ou das condições de

mistura entre o ar externo e o ar recirculado. A variação de GSHF acarreta uma variação no

ponto de orvalho da serpentina e na temperatura de insuflamento, que, todavia, se desloca

sobre a reta de RSHF (Figura 3-34).

Se forem desprezados os vazamentos de ar na rede de dutos, a vazão de ar insuflado no

ambiente será igual à vazão de ar pela serpentina. A diferença de temperatura entre a saída da

serpentina e o ponto de insuflamento deve então ser suficientemente grande apenas para

compensar os ganhos de calor sensível ao longo dos dutos e do ventilador. Em uma instalação

bem projetada, com boa vedação nos flanges dos dutos, esta diferença de temperatura não

93

passará de alguns graus. Porém, o valor preciso desta diferença depende também da vazão de

ar e a sua determinação conforme feito no Exemplo 2.1 não mais se aplica, tornando-se

necessário um processo iterativo bastante trabalhoso.

Um método para se calcular a vazão de ar suprido ao ambiente se baseia nas relações

existentes ESHF, ADP e BF. Pode-se mostrar que:

( )( )BF1TTcv

VERSH ADPSpINS −−=&

(3.73)

de onde:

( )( )( )BF1TTc

vERSHVADPSp

INS −−ρ=& (3.74)

onde: TS: temperatura do ar no interior do ambiente climatizado,

TADP: temperatura correspondente ao ponto de orvalho da serpentina (ADP).

Na expressão acima, o volume específico pode ser estimado às condições de

insuflamento no ambiente. A vazão de ar resultante compensará simultaneamente os ganhos

de calor sensível e latente do recinto, bem como os ganhos adicionais devidos ao ar de

renovação e à instalação (ventilador e dutos).

Figura 3-34: Retas de RSHF e GSHF na carta psicrométrica (Carrier, 1990)

3.9.3 – Diferença de Temperatura no Insuflamento e Vazão de Ar Suprido

A diferença entre as temperaturas de bulbo seco do recinto condicionado e do ar

insuflado, denominada diferença de temperatura no insuflamento, pode ser calculada pela

seguinte equação:

94

pINS

toinsuflamenc

vVRSHT

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=Δ

& (3.75)

Figura 3-35: Reposicionamento das retas de RSHF e GSHF devido aos ganhos de calor

suplementares (Carrier, 1990).

Se esta diferença de temperatura for superior ao máximo permitido para o tipo de

instalação considerado, deve-se aumentar a vazão de ar insuflado, fazendo ao mesmo tempo

com que parte dela não passe pela serpentina de resfriamento e desumidificação. Neste caso,

a vazão de ar insuflado é dada por:

( )máximo,toinsuflamenp

ridosup TcvRSHV

Δ=& (3.76)

A vazão de ar que não deve passar pela serpentina para que se mantenha esta diferença

de temperatura máxima no insuflamento é, portanto, igual a:

INSridosupdesviado VVV &&& −= (3.77)

3.9.4 – Condições do Ar na Entrada e na Saída da Serpentina

Freqüentemente é necessário determinar durante o projeto de climatização as condições

do ar na entrada e na saída da serpentina. Uma vez selecionado o equipamento com base em

ESHF, ADP, BF e GTH, estas condições podem ser determinadas facilmente. Podem ocorrer

dois casos distintos no que diz respeito à temperatura de entrada na serpentina:

• Parte da mistura de ar externo e ar recirculado é desviada da SRD (Figura 3-36):

95

( )SEINS

externoientrada,bs TT

VVTT −+= &

& (3.78)

• Não há desvio do ar da serpentina ou a porção desviada contém apenas ar

recirculado (Figura 3-37):

( )SEdocondiciona

externoientrada,bs TT

VVTT −+= &

& (3.79)

Quanto à temperatura do ar na saída da serpentina, a equação de cálculo independe do

desvio da serpentina. Esta é:

( )adpentrada,bsadpsaída,bs TTBFTT −+= (3.80)

Figura 3-36: Mistura de ar externo e ar recirculado parcialmente desviada da serpentina.

Figura 3-37: Apenas ar recirculado é desviado da serpentina.

96

4 – Exemplo Completo de Cálculo da Carga Térmica

Será calculada aqui a carga térmica de refrigeração de uma sala de aula, sujo layout é

mostrado na Figura 4-1, sendo a mesma localizada na cidade de São Paulo.

Figura 4-1 – Layout da sala de aula usado no exemplo de cálculo de carga térmica.

4.1 – Dados de Projeto

A sala se localiza no último pavimento de um edifício, construído com tijolos de 8 furos

(“tijolos baianos”) de 20 cm, recobertos com 2,5 cm de argamassa de cimento e areia em cada

lado. O teto é constituído de uma laje de concreto coberto com telhas fibrocimento. As paredes

internas também são de tijolos de 8 furos (“tijolos baianos”), porém com 10 cm e recobertos

com 2,5 cm de argamassa de cimento e areia em cada face. Não são climatizados o corredor e

a sala imediatamente abaixo da sala em questão, no andar inferior.

Alguns dados iniciais de utilização, ocupação e construção são resumidos a seguir:

• J1 => Vidro comum - cortinas de cor média - 2x3 m.


• J1 e J2 => Esquadrias de madeira (tipo 1(A)).

• Paredes externas: tijolos de 8 furos de 20 cm (cor média), com reboco nas duas faces.

• Paredes internas: tijolos de 8 furos de 10 cm (cor média), com reboco nas duas faces.

• Teto: laje de 12 cm (concr.) + telhas de fibro-cimento (30%) (300 kgf/m2) + cor interm.

• Piso: laje de 12 cm + revestimento superior em material cerâmico.

• Uso: sala de aula.

97

• Ocupação: 40 pessoas.

• Equipamentos elétricos: 1 computador e um projetor multimídia.

• Iluminação: fluorescente com reatores eletromagnéticos – 20 W/m2

4.2 – Identificação Qualitativa do Ganho de Calor Predominante

Os ganhos de calor que compõem a carga térmica de refrigeração são:

• Ventilação e infiltração;

• Insolação em superfícies transparentes;

• Insolação em superfícies opacas;

• Transmissão térmica;

• Equipamentos;

• Ocupantes;

• Iluminação.

Os quatro primeiros são variáveis em função das condições externas, enquanto os três

últimos variam em função da utilização do recinto. No presente caso, o modo de utilização do

recinto é constante ao longo do dia e ao longo do ano; por conseguinte, estes três últimos

ganhos são constantes e não determinam o pico da carga térmica.

O ganho de calor por ventilação e infiltração depende da vazão de ventilação que, por

sua vez, depende do número de ocupantes no recinto. No caso da sala do problema, tem-se

um total de 40 ocupantes para uma área de 105 m2, o que corresponde a aproximadamente 2,6

m2/ocupante. Na NBR 16401 (ABNT, 2008), os valores de densidade de ocupação vão de 5

m2/ocupante (dormitórios coletivos) a 0,65 m2/ocupante (teatros e cinemas). O presente valor,

portanto, pode ser considerado médio e a carga térmica de ventilação, provavelmente não será

dominante.

Com relação ao ganho de calor por insolação em superfícies transparentes, sejam

primeiramente os seguintes valores:

• Área total envidraçada = 26 m2

• Área total das superfícies externas = (15 + 7) x 4,0 = 88 m2

Logo, a área envidraçada corresponde a 29,5% da área total das superfícies externas.

Não se trata de uma grande fração, tampouco é um valor desprezível. Além disso, uma das

janelas está voltada para SO e receberá radiação direta apenas durante algumas horas do dia.

98

Por outro lado, a outra janela está voltada para NO e receberá muito sol. Pode-se então

concluir que a carga de insolação em superfícies transparentes, se não for dominante, também

não será pequena.

Com relação à insolação em superfícies opacas, as paredes externas têm orientações

SO e NO. A primeira tenderá a não receber muito sol. O teto recebe muito sol, e não possui

isolamento. A carga de insolação em superfícies opacas apresentará um comportamento

semelhante àquele da insolação (janelas), “amortecido” pelo efeito do armazenamento.

A carga de transmissão térmica depende obviamente da área das superfícies, da sua

estrutura e das condições externas. Pelos dados do enunciado, pode-se dizer que o prédio é

de uma construção mediana, o que proporcionaria um isolamento térmico médio. A área

envidraçada (menor isolamento) é relativamente pequena (29,5%), concorrendo para diminuir a

carga de transmissão. Então, parece razoável supor que esta não será a carga dominante.

O ganho de calor dominante parece oscilar entre as cargas de ventilação e insolação em

superfícies transparentes. Pode-se esperar que a parede e a janela NO determinem o

comportamento da carga térmica de insolação. Como estas tendem a receber muito sol o dia

todo e o ano todo, o pico correspondente deverá ocorrer quando a radiação solar for mais

intensa, isto é, nos meses de verão. Quanto à carga de ventilação, esta certamente tem seu

pico nos meses mais quentes do ano.

Será então admitido que a carga de insolação é dominante e, a título de exemplo, o

cálculo será efetuado para o período da tarde, mais especificamente às 17:00 horas do mês de

fevereiro, sendo que este mês foi simplesmente adotado.

4.3 – Valores de Projeto para as Condições Externas

As condições externas de projeto para os períodos de inverno e verão podem ser obtidas

da NBR-16401 (208) ou de Goulart et al. (1998), segundo o método ASHRAE. Estes autores

apresentam também tabelas para o dia mensal típico. Para localidades não listadas na NBR-

16401 (2008), adotar os dados da localidade listada cujos parâmetros mais se aproximam dos

parâmetros climáticos da localidade do projeto: mês mais quente e mês mais frio, altitude,

média dos extremos anuais e outros. A NBR-15220-3 (2005), pode também ser consultada a

fim de avaliar, por comparação, as condições de projeto de localidades não listadas, em base

ao zoneamento bioclimático apresentado. Com menor precisão, podem ser adotados, por

exemplo, dados obtidos de PCD´s e da ANAC, ou diretamente de aeroportos.

Para o exemplo em questão da NBR-16401-1 (2008), para a cidade de São Paulo,

considerando uma freqüência de ocorrência de 1% e 99%, tem-se:

TBS-norma = 31,8 ºC TBU-norma = 22,0 ºC ΔTmd = 8,9 ºC

99

A NBR-16401, fornece valores típicos de temperatura para as 15:00 horas do mês de

janeiro. Caso o horário de cálculo seja diferente, deve corrigir os valores considerando a fração

da variação média diária (f), determinado a partir da tabela A.2 da NBR 16401-1, e da variação

média da temperatura diária do mês mais quente (ΔTmd). Assim, tem-se:

• 17:00 h & ∆Tdiário = 9 ºC (≅8,9 ºC): f = 0,10

TBS = TBS-norma – f x ΔTmd = 30,9 ºC

TBU = 22,7 ºC (admite-se que a TORV permanece igual à TORV-norma ao longo do dia)

Caso o mês de cálculo seja também diferente, pode-se utilizar as correções propostas

por Carrier (1990). Esta referencia também fornece dados para corrigir a temperatura em

função do horário. A título de exemplo, as correções propostas por Carrier (1990), para a

temperatura, em função do horário, também serão apresentadas abaixo. Todavia os valores

utilizados para o cálculo da carga são os propostos pela NBR 16401-1.

• Correção p/ horário (Carrier - Tab. 1.2): 17:00 h & ∆Tdiário = 9 ºC ∆TBS = -1,6 ºC ∆TBU = - 0,25 ºC

• Correção p/ mês (Carrier - Tab. 1.3): FEVEREIRO & ∆Tanual = 23º C ∆TBS = 0 ºC ∆TBU = 0º C

Logo, segundo Carrier (1990), as condições de projeto seriam:

TBS = 31,8 - 1,60 ºC = 30,2 ºC

TBU = 22,0 - 0,25 ºC = 21,8 ºC

No entanto, conforme mencionado acima, considerou-se neste exemplo os valores dados

pela NBR 16401-1, isto é, 30,9 ºC (BS) e 22,7 ºC (BU). Do diagrama psicrométrico para a

cidade de São Paulo (800 m de altitude), ou programas de cálculo, tem-se então:

UR = 47% Torv = 18,2 ºC

W = 14,3 kg-agua/ kg-ar h = 20,4 kcal/kg ar seco v = 0,959 m3/kg-ar

4.4 – Valores de Projeto para as Condições Internas

As condições internas de projeto, para verão, utilizadas devem estar dentro da zona

delimitada por (NBR 16401-2):

• Temp. Operativa de 22,5 °C a 25,5 °C e umidade relativa de 65 %`

100

• Temp. Operativa de 23,0 °C a 26,0 °C e umidade relativa de 35 %

Assim, para o exemplo, utilizou-se TBS = 24 °C e UR = 50%. Da carta psicrométrica para

a cidade de São Paulo (800 m de altitude), ou programas de cálculo, tem-se:

TBU = 17,3 ºC Torv = 12,90 ºC

W = 10,14 kg-agua/ kg-ar h = 16,19 kcal/kg ar seco v = 0,932 m3/kg-ar

4.5 – Características Adicionais do Edifício

4.5.1 - Orientação

A orientação da sala pode ser vista na planta apresentada na Figura 4-1.

4.5.2 Sombreamento Externo

Será considerado que não há outras edificações ou árvores muito próximas do prédio em

questão. Portanto, eventuais sombreamentos externos sobre a sala, cuja carga térmica agora

se calcula, seriam oriundos somente de outras alas do mesmo prédio.

4.6 – Cargas de Ventilação e de Infiltração

As infiltrações no verão provêm, sobretudo, da ação do vento sobre as faces do prédio a

ele expostas. Além disso, neste caso particular de um edifício de pouca altura, o efeito chaminé

pode ser considerado desprezível.

4.6.1 – Infiltração pelas Frestas de Janelas

A fórmula básica de cálculo da vazão de infiltração pelas frestas de uma janela é:

CAVINF =& (4.1) onde: Qinf ≡ vazão de infiltração [m3/h]

A ≡ área envidraçada [m2]

C ≡ coeficiente de infiltração [m3/h.m2]

A Tabela 41a, pág. 1-84 de Carrier (1990), fornece valores de C para cinco tipos

diferentes de janelas de batentes. Observar que o valor de C depende ainda da porcentagem

da área envidraçada que pode ser aberta. Os valores tabelados referem-se às seguintes

condições:

• Velocidade do vento V = 12 km/h (= 3,33 m/s);

• Vento soprando perpendicularmente às janelas;

101

• Valores médios dos interstícios ou folgas entre a janela propriamente dita e o caixilho.

Caso as condições de aplicação sejam diferentes destas, as seguintes correções devem

ser feitas:

• Para uma velocidade, V, do vento diferente de 12 km/h, multiplicar o valor tabelado

para C por V/12 onde V deve estar em km/h;

• Para o vento soprando obliquamente às janelas, os valores tabelados para C devem

ser multiplicados por 0,60.

Não são feitas referências acerca de correções mais específicas relativas à direção do

vento, isto é, correções que levassem em conta a distribuição de pressão do vento sobre o

edifício. A correção de 0,60 parece se aplicar a um caso genérico do vento soprando

“obliquamente” à janela. Assim devem ser considerações qualitativas acerca da pressão do

vento sobre uma determinada janela antes de se calcular ou não a vazão de infiltração pela

fórmula acima, buscando-se determinar a velocidade média e direção predominante do vento.

Cabe ressaltar que ASHRAE (2005) também fornece dados sobre infiltração de ar

através de janela.

4.6.2 – Infiltração pelas Portas

A infiltração por portas externas se deve não apenas à existência de frestas, mas

também pelo fato destas se encontrarem momentaneamente abertas quando da passagem de

um ocupante. As Tabelas 41c, 41d e 41e, pág. 1-85 de Carrier (1990), permitem calcular esta

vazão de infiltração de maneira bastante análoga ao que foi feito acima para as janelas.

Há que se considerar ainda que no caso de portas haverá uma tendência contínua do ar

interno, mais frio e mais denso que o ar externo, em escapar por frestas ao nível do piso. Esta

“exfiltração” pela porta devido à diferença de densidade é estimada em cerca de 80% daquela

referente às janelas. Por conseguinte, a infiltração líquida por uma porta externa é dada por:

jan,INFporta,INFINF V80,0VV &&& −= (4.2)

Caso a equação acima dê um resultado negativo, haverá uma “exfiltração” líquida pelas

frestas da porta. Deve-se, entretanto, ressaltar que a maior parte do ar externo infiltrado no

recinto tende a sair pelas portas quando estas são abertas.

Na sala em questão, há uma única porta que dá para um corredor interno não

climatizado, não estando, portanto, exposta à ação do vento. Pode-se então afirmar que:

102

• Haverá uma exfiltração pelas frestas já que o ar interno é mais denso que o ar externo

(ρinterno ≈ 1,06 kg/m3 e ρexterno ≈ 1,01 kg/m3);

• A exfiltração pelas frestas é, todavia, provavelmente pequena comparada à saída de

ar ocorrida quando a porta é aberta. Esta fuga de ar é estimada em 80% da infiltração

pelas janelas.

Para efeito de cálculo da carga térmica, neste exemplo, não será considerada a

infiltração de ar pelas janelas ou ar eventualmente introduzido no recinto por meios mecânicos.

4.6.3 – Vazão de Ar para Renovação

A maioria das atuais normas e recomendações, internacionais e brasileiras, determinam

a necessidade de ar exterior exclusivamente em função do número de ocupantes do recinto e

de seu tipo de atividade. As concepções modernas, no entanto, reconhecem que os ocupantes

não são a única fonte de poluição do ar de interiores, pois a própria edificação e seu conteúdo

também geram poluentes que independem da presença de pessoas; assim é que, aumentando

ou reduzindo a densidade de ocupação de determinado recinto, não se deveria aumentar ou

reduzir a vazão de ar exterior na mesma proporção, pois a poluição devida à edificação

permanece inalterada. Estas Recomendações adotam, portanto o critério de atribuir valores

separados para as vazões de ar exterior requeridas para diluir a poluição devida às pessoas e

à devida à edificação, seguindo neste aspecto o procedimento da ASHRAE, que publicou uma

revisão neste sentido da norma 62-1999 – “Ventilation for Acceptable Indoor Air Quality”. A

NBR 16401-3 (2008), já incorpora estes critérios e estabelece ainda três níveis (1, 2 e 3) para a

definição da vazão de ar exterior. O nível de ventilação a ser usado deve ser estabelecido de

comum acordo com o contratante.

Para este exemplo (sala de aulas com 40 pessoas e 105 m2 de área), adotou-se o nível

de 3, e sistema de insuflação de ar frio pelo forro. Assim, tem-se:

( )V

APren E

RxARxPV +=& (4.3)

onde: Vren ≡ vazão de ar exterior a ser suprida ao recinto, em l/s;

A ≡ a área bruta condicionada, em m2;

P ≡ população de projeto no recinto;

RP ≡ parâmetro referente à parcela relativa aos ocupantes, em l/s.pessoa;

103

RA ≡ parâmetro referente à parcela relativa os recinto, em l/s.m2;

EV ≡ eficácia de ventilação;

RP = 7,5 l/s.pessoa - RA = 0,9 l/s.m2 - EV = 1,0

( ) h/m2,1420s/l5,3940,1

9,0x1055,7x40V 3ren ==

+=&

4.7 – Determinação do Ganho de Calor Por Insolação

Conforme foi visto acima, será admitido inicialmente que o ganho de calor por insolação é

dominante. Será então seguido o procedimento descrito a seguir:

O fator de ganho de calor por insolação (FGCI) é definido pela seguinte expressão:

⎪⎪⎩

⎪⎪⎨

⎧

+=

ointrecoparatransmvidropeloabsorvidasolarenergdafração

difusaediretasolarradiação

FGCI

Deve-se observar que FGCI não leva em conta a transmissão de calor devido à diferença

de temperatura entre o ar externo e o ar interno. A Tabela 15, pág. 1-38 do Manual de Aire

Condicionado Carrier (Carrier, 1990), lista os ganhos de calor por insolação através de vidros

simples (vidrio sencillo) para diferentes horários, dias e latitudes. Uma vez que não se dispõe

de dados para a latitude exata de São Paulo, no procedimento correto deveria ser feita uma

interpolação linear dos valores pertinentes para a latitude de interesse (23S). Porém, a título de

simplificação do exemplo, os valores de FCGI serão tomados para a latitude de 20S. Assim,

para o exemplo, tem-se:

• Janelas NO: FGCI = 241 kcal/h.m2

A = 2 x (2 x 3) = 12 m2

• Janela SO: FGCI = 301 kcal/h.m2

A = 2 x 7 = 14 m2

4.7.1 – Correção do fator de ganho de calor por insolação (FGCI)

Os valores obtidos da Tabela 15 de Carrier (1990) referem-se às seguintes condições:

104

• Superfície envidraçada igual à 85% da área da abertura na parede • Esquadrias de madeira; • Atmosfera límpida; • Altitude 0 m; • Ponto de orvalho de 19,5 ºC (TBS = 35 ºC e TBU = 24 ºC).

Quando as condições forem diferentes das determinadas acima, devem ser feitas as

seguintes correções:

• Caixilho metálico ⇒ Multiplicar por 1,17;

• Atmosfera normal (não limpa) ⇒ Multiplicar por 0,85 (-15% no máximo)

• Altitude ⇒ Adicionar 0,7% para cada 300m;

• Ponto de orvalho superior a 19,5 ºC. ⇒ Subtrair 14% por 10º C;

• Latitude Sul ⇒ Adicionar 7% p/ janeiro e dezembro.

Logo, para as condições aqui consideradas devem ser feitas as seguintes correções:

• Poluição atmosférica elevada a em São Paulo ⇒ 0,90

• A altitude de São Paulo é de 800 m ⇒ %86,1300800x7,0 =

• O ponto de orvalho do ar é de 18,5 °C ⇒ %82,110

5,192,81x14 =⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

−

Os valores corrigidos do FGCI serão então:

• Janelas NO: FGCI = 241 x 0,9 x (1 + 0,0186 + 0,0182) = 224,9 kcal/h.m2

• Janela SO: FGCI = 301 x 0,9 x (1 + 0,0186 + 0,0182) = 280,8 kcal/h.m2

4.7.2 – Coeficiente de Sombreamento (FS)

Considerando-se as janelas da sala de aula com cortinas interiores de coloração média

(cinza), totalmente fechadas, e vidros simples (sencillo ordinario), da Tab. 16, pág. 1-46 de

Carrier (1990), vem:

FS = 0,65

Neste exemplo, inicialmente, não serão considerados os efeitos da acumulação de calor

(radiação => aquecimento => convecção). Para levar em consideração tais efeitos deve-se

105

determinar os “Fatores de Armazenamento de Carga Térmica (ou Fator de Carga de

Resfriamento – FCR)”, segundo as tabelas 1.7 a 1.11 de Carrier (1990). Esta consideração

implica em admitir que toda a radiação térmica que atravessa as superfícies envidraçadas (e a

iluminação) é instantaneamente transformada em carga térmica para o sistema de

condicionamento de ar.

4.8 – Determinação do Ganho de Calor Por Transmissão em Superfícies Externas

Serão utilizadas aqui as seguintes equações para o cálculo da taxa de calor transferido

através de superfícies opacas.

corrDTCRAUq ⋅⋅= (4.4)

( )sombrampadrão


FGCIFGCIbDTCRaDTCR −⋅⋅++= (4.5)

Deve-se ter sempre em mente que as equações acima levam em conta o calor

transferido devido à radiação solar e aquele devido à diferença de temperatura entre o ar

interno e o ar externo.

4.8.1 – Determinação do Coeficiente Global de Transferência de Calor das Superfícies

As Tabelas 21 a 33, págs. 1-59 a 1-69 de Carrier (1990), fornecem valores de U para

várias estruturas de uma construção (paredes de diversos tipos, terraços, piso e teto). Os

valores listados podem ser usados tanto para inverno quanto para verão já que a variação de U

com a estação do ano é normalmente desprezível.

No exemplo em questão, as superfícies externas são as paredes NO e SO e o teto.

Portanto, tem-se:

Parede NO. Da Tabela 26, pág. 1-63 de Carrier (1990), para aglomerado hueco, com espessura de 20

cm e reboco nas duas faces (enlucido de arena), lê-se:

U = 1,42 kcal/h.m2.°C Peso = 146 + 30 + 30 = 206 kgf/m2

Parede SO. Esta parede é idêntica à NO. Logo, tem-se:


106

Teto. Nas Tabelas 21 e 30, págs. 1-66 e 1-67 de Carrier (1990), encontram-se os valores de U

para tetos e pisos. Porém a configuração de teto proposta não será encontrada nestas tabelas,

o que exige a sua determinação através do cálculo da resistência térmica de cada uma das

camadas (estruturas) que compõe o teto. Assim, tem-se:

int,arlajeáticotelhaext,arteto RRRRRR ++++=

• Rar, ext (verão – vento 12 km/h - Tab. 34 – pág. 1.73) = 52.10-3

• Rtelha (placas fibrocimento - Tab. 34 – pág. 1.72) = 43.10-3

• Rático (lam. 45o – desc. - Tab. 34 – pág. 1.73) = 183.10-3

• Rlaje (concreto -Tab. 34 – pág. 1.72) = 0,65.(12.10-2)

• Rar, int (horiz – parado – desc - Tab. 34 – pág. 1.73) = 190.10-3

• RTETO = 0,543 m2.°C.h/kcal ⇒ UTETO = 1,83 kcal/h.m2.°C

4.8.2 – Determinação de DTCRcorr

Conforme descrito anteriormente DTCRcorr pode ser calculado por:

( )sombrampadrão


FGCIFGCIbDTCRaDTCR −⋅⋅++=

• a correção para ΔT ≠ 8 ºC e ΔTdiario ≠ 11 ºC (Tab. 20.A - Carrier)

• DTCRsombra diferença de temp. no horário de interesse para a superfície

tomada à sombra (Tab. 19 e 20 - Carrier). Este fator depende da

hora, do peso específico da parede e de se tratar de uma parede

vertical ou de um teto.

107

• b correção devido à cor da superfície

b = 1,00 para superfícies escuras (azul escuro, roxo, marrom, etc.)

b = 0,78 para superfícies médias (azul claro, verde, cinza, etc).

b = 0,55 para superfícies claras (branco, creme, etc.)

• FGCIs ganho de calor por insolação máximo para as condições do

problema em questão (mês, latitude e orientação da superfície

reais). Este valor é obtido da Tabela 15 (Carrier)

• FGCIpadrao ganho de calor por insolação máximo considerando-se a

orientação das superfícies do problema em questão, porém

tomando-se o mês de julho e 40° de latitude norte (ou jan. 40oS).

• DTCRm diferença de temperatura no horário em questão para a superfície

ensolarada (Tab. 19 ou 20)

Superfície a

°C

DTCRsombra

°C

b FGCIs

Kcal/h.m2

FGCIpadrão

Kcal/h.m2 DTCRm

°C

DTCRcorr

°C

NO 0,7 6,7 0,78 306,0 339,0 21,1 17,5

SO 0,7 6,7 0,78 320,0 344,0 15,0 13,4

TETO 0,7 5,0 0,78 669,0 631,0 21,1 19,0

4.9 – Determinação do Ganho de Calor Devido a Outras Transmissões

A equação básica de cálculo é:

)TT(AUq io −⋅⋅= (4.6)

Deve-se lembrar que a carga de transmissão térmica pelas paredes exteriores e teto já

foi computada como parte da carga de insolação por superfícies opacas. Isto é, os valores

utilizados para a diferença de temperatura para a carga de refrigeração (DTCR) levam em

conta o calor transferido devido à radiação solar e aquele devido à diferença de temperatura

108

entre o ar interno e o ar externo. Logo, as cargas de transmissão restantes, para a sala de aula

do exemplo, se devem somente às seguintes superfícies:

• Paredes internas (SE e NE);

• Piso;

• Janelas.

Seja então a determinação da diferença de temperatura (ΔT = To - Ti) para cada uma

destas superfícies. A temperatura interna é mantida constante e igual a 24 °C. Por outro lado, a

temperatura externa depende da época do ano e varia ao longo do dia. Porém, como o cálculo

está sento executado para o mês de fevereiro, às 17:00 horas, a temperatura externa será de

30 ºC.

Os valores dos coeficientes globais de transferência de calor também podem ser obtidos

das Tabelas 21 a 33, págs. 1-59 a 1-69 de Carrier (1990). Assim, tem-se:

Parede NE. Da Tabela 26, pág. 1-63 de Carrier (1990), para aglomerado hueco, com espessura de 10



Esta parede faz divisa com um ambiente não condicionado (o corredor). Logo:

C9,6249,30T o=−=Δ

Parede SE. Da Tabela 26, pág. 1-63 de Carrier (1990), para aglomerado hueco, com espessura de 10



Esta parede faz divisa com um ambiente condicionado, suposto a 24 ºC e com a casa de

máquinas, cuja temperatura também pode ser admitida igual a do ambiente condicionado, uma

vez que o retorno não será dutado (obs.: isso será explicado mais a frente, quando forem

tratados os sistemas de insuflação e retorno de ar).

C02424T o=−=Δ

109

Piso. Da mesma forma que o efetuado para o teto, deve-se calcular o coeficiente global de

transferência de calor do piso, pois não é possível encontrar um estrutura semelhante a do

exemplo nas tabelas de Carrier (1990).

• Rar, ext (horiz – ascen – Tab. 34 – pág. 1.73) = 125.10-3

• Rlaje (concreto – Tab. 34 – pág. 1.72) = 0,65.(12.10-2)

• Rreves (cerâmica – Tab. 34 – pág. 1.72) = 252.10-3

• Rar, int (horiz – ascen – Tab. 34 – pág. 1.73) = 125.10-3

• RPISO = 0,58 m2.°C.h/kcal ⇒ UTETO = 1,72 kcal/h.m2.°C

O piso está lançado sobre um pavimento não condicionado. Logo, tem-se:

C9,6249,30T o=−=Δ

Janelas. Da Tabela 33, pág. 1-69 de Carrier (1990), para vidro simples, lê-se:


As janelas estão voltadas para o exterior. Logo:

C9,6249,30T o=−=Δ 4.9.1 – Condições de Projeto de Casos Especiais

Das notas de rodapé da Tabelas 1.29 e 1.30, páginas 1-66 e 1-67 de Carrier (1990),

observa-se que a temperatura de ambientes não condicionados pode ser considerada, a

critério do projetista, igual à temperatura externa de projeto diminuída de 3ºC. Isto é:

C3TT oEINT −= (4.7)

ar interno

ar extreno

Laje

Revestimento

110

4.10 – Geração Interna de Calor

4.10.1 – Iluminação

A taxa de ganho de calor devido a lâmpadas e que, em um dado momento, faz parte da

carga de refrigeração é dada por:

FCRFFWq ruilum= (4.8)

onde: Fu ≡ fator de utilização;

Fr ≡ fator do reator;

FCR ≡ fator de carga de resfriamento;

Wilum ≡ potência do sistema de iluminação.

Como no caso da radiação solar, o parâmetro FCR leva em conta a defasagem entre o

ganho de calor pelo ar ambiente devido às lâmpadas em um dado momento e a potência

elétrica dissipada. Uma discussão detalhada acerca do fenômeno de armazenamento térmico

pelos materiais do edifício e sua influência sobre a carga térmica de refrigeração pode ser

encontrada à pág. 1-19 de Carrier (1990).

Dos dados fornecidos para a sala de aula do exemplo:

• Potência total instalada: 30 W/m2 x (7 m x 15 m) = 3150 W

• Fu = 1,0 (todas as lâmpadas acesas ao mesmo tempo)

• Fr = 1,25 para lâmpadas fluorescentes com reator eletromagnético;

• Fr = 1,08 para lâmpadas fluorescentes com reator eletrônico;

• Fr = 1,08 para lâmpadas incandescentes.

Com relação ao parâmetro FCR, a Tabela 12, pág. 1-29 de Carrier (1990) fornece os

valores pertinentes em função de:

• Tipo de instalação das lâmpadas;

• Duração diária de funcionamento do equipamento condicionador;

• Capacitância térmica (“peso”) da construção;

• Número de horas em que as luzes permanecem acesas.

As duas principais hipóteses implícitas nesta tabela são:

• A temperatura do ambiente condicionado permanece constante;

• Total de 10 horas diárias em que as luzes permanecem acesas.

111

Admitiu-se neste projeto que o equipamento condicionador funciona durante 10 horas

diárias. Este período de funcionamento corresponde aproximadamente à duração total de aulas

matutinas e vespertinas, podendo-se supor que as luzes estarão acesas durante estes

mesmos períodos. A este respeito, nas notas de rodapé da Tabela 12 de Carrier (1990), pode-

se observar que quando as luzes funcionam o mesmo número de horas que o equipamento

condicionador, tem-se:

FCR = 1,00

Isto se deve ao fato de que o calor irradiado pelas lâmpadas e armazenado pelas

paredes e que ainda não foi dissipado até o momento em que se desligou o sistema

condicionador, o deverá ser no dia seguinte no dia da nova partida (ver Cap. 3, pág. 1-19 de

Carrier, 1990). Portanto, a taxa de ganho de calor devido à iluminação é:

q = 3150 x 1,00 x 1,08 x 1,00 = 3402 W = 2926 kcal/h

4.10.2 – Equipamentos

Dos dados para a sala de aula, existem na sala os seguintes equipamentos:

• 01 microcomputador;

• 01 projetor multimídia;

As potências típicas dissipadas por estes equipamentos podem ser obtidas de suas

especificações, ou estimadas de acordo com dados de Carrier (1990) ou da NBR 16401-1:

• Microcomputador (incluindo monitor e estabilizador) = 75 + 80 = 155 W

• Projetor = 200 W

Pode-se supor, com razoável segurança, que estes equipamentos estarão todos ligados

ao mesmo tempo. Trata-se de uma sala de aula com número de alunos e número de

microcomputadores bastante definidos. Logo, a potência total dissipada pelos equipamentos a

qualquer instante é:

kcal/h 305 W3552000115501q ==×+×=

Este ganho de calor pode ser considerado parte imediata da carga de refrigeração pelos

seguintes motivos:

112

• A temperatura das superfícies externas dos microcomputadores e impressoras é

bastante próxima à temperatura ambiente, ou seja, a troca radiante é provavelmente

uma fração muito pequena da troca total.

• O calor dissipado internamente aos microcomputadores chega ao ambiente da sala

por convecção (há a ventoinha).

• A energia radiante dissipada pelos monitores, acredita-se ser apenas uma fração

pequena da dissipação total. Além disso, ao considerá-la parte imediata da carga de

refrigeração está-se impondo uma margem de segurança.

• A parcela radiante da energia dissipada pelo oprojetor é provavelmente significativa,

porém também se impõe uma margem de segurança ao considerá-la parte imediata

da carga de refrigeração.

4.10.3 – Ocupantes

A carga térmica devida aos ocupantes é dada por:

Llat QxNq = (4.9) FCRxQxNq Ssen = (4.10) sendo N é o número máximo de ocupantes esperado para o ambiente e FCR o fator de carga

de refrigeração, que leva em conta a defasagem na dissipação da parcela radiante do calor

sensível.

Da NBR 16401-1 (2008), para Tbs = 24 °C e considerando atividade moderada, tem-se:

• QS = 64,5 kcal/h QL = 47,3 kcal/h

Quando a permanência for inferior a este intervalo, isto é, quando houver uma

renovação mais freqüente dos ocupantes, haverá um aumento do ganho de calor sensível e

latente que pode chegar a 10% para uma permanência inferior a 15 minutos. Admitindo-se que

cada aula tenha uma duração média de duas horas, esta será tomada como a permanência

média de cada pessoa na sala (desprezando-se obviamente as infalíveis saídas de alguns

alunos durante a aula).

O ganho de calor sensível pode ser parcialmente defasado dependendo das condições

do ambiente climatizado, já que é parte convectivo e parte radiante. A Tabela 12, pág. 1-29 de

Carrier (1990), pode também ser usada para se determinar o valor de FCR para o calor

sensível liberado por ocupantes exceto em locais de grande afluência como teatros, cinemas,

113

auditórios e outros. A fim de se determinar o tempo transcorrido nesta tabela, deve-se

considerar não a permanência de cada indivíduo no local, mas sim do conjunto de ocupantes.

Seguindo um procedimento semelhante ao efetuado para o ganho de calor por insolação

através de superfícies transparentes, neste exemplo serão inicialmente desprezados os efeitos

da defasagem da transferência de calor.

4.11 – Ganho de Calor Sensível nos Dutos de Insuflação

Já foi visto que uma regra prática é fazer o ganho de calor nos dutos igual a 5%. Também

pode ser utilizado os ábacos mostrados nas Figura 4-2 e Figura 4-3 (Carrier, 1990)

ernoint,sendutos qx05,0q = (4.11)

Para o caso considerado, qsen,interno = 17892 kcal/h

h/kcal89417892x05,0qdutos ==

Figura 4-2 – Ganho de calor nos dutos de insuflação.

114

Figura 4-3 – Ganho de calor nos dutos de insuflação.

4.12 – Vazamentos de Ar nos Dutos de Insuflação

Foi visto anteriormente que os vazamentos nos dutos de insuflação, quando mal

fabricados ou mantidos, podem chegar a 10% da vazão insuflada. Assim, tem-se:

( )ISar,parsensível,vazamentos TTcm10,0q −= & (4.12)

( )ISlvarlatente,vazamentos WWhm10,0q −= & (4.13)

4.13 – Ganho de Calor Sensível dos Ventiladores de Insuflação

Já foi visto que uma regra prática é fazer o ganho de calor devido aos ventiladores de

insuflação variando entre 5 e 10% do calor sensível interno. Portanto, tem-se:

Int,Svent qx)10,0a05,0(q = (4.14)

Logo, para o exemplo, tem-se:

h/kcal178717872x10,0qvent ==

4.14 – Infiltração nos Dutos de Retorno

Foi visto anteriormente que as infiltrações nos dutos de retorno remontam a

aproximadamente 3% da vazão de insuflação. Assim, tem-se:

( )ISar,parsensível,vazamentos TTcm30,0q −= & (4.15)

( )ISlvarlatente,vazamentos WWhm03,0q −= (4.16)

115

4.15 – Ganho de Calor Sensível nos Dutos de Retorno

Podem ser utilizados os mesmos procedimento adotados para os dutos de insuflação. No

entanto, neste exemplo, este valor será desprezado.

4.16 – Ganho de Calor Devido ao Ar Externo (Renovação)

Como a vazão de renovação (ventilação) é condicionada na serpentina antes de ser

insuflada no ambiente, estes ganhos não constituem propriamente calor dissipado no

ambiente. Porém ela representa uma carga para o condicionador de ar, sendo esta dada por:

( )SEEext,ar hhmQ −= & (4.17)

4.17 – Cálculo da Carga Térmica Interna do Recinto

Com base na planilha de cálculo os ganhos internos de calor sensível, latente e total

serão dados por:

Calor Sensível Interno (QS, Int) 20553 kcal/h

Calor Sensível Interno (QL, Int) 1892 kcal/h

Calor total interno (QT, Int) 22445 kcal/h

4.18 – Cálculo da Carga Térmica Total

Com base na planilha de cálculo os ganhos de calor sensível, latente, no retorno e devido

ao ar externo serão dados por.

Calor total interno (QT, Intt) 22445 kcal/h

Calor no retorno (QR) 0 kcal/h

Calor Devido ao Ar Externo (QR) 6239 kcal/h

Carga Térmica 28684 kcal/h

4.19 – Cálculo Psicrométrico Simplificado

Devem-se agora determinar valores preliminares para os seguintes parâmetros de

projeto:

• Temperatura do ar insuflado no ambiente (temperatura de insuflação); • Fator de calor sensível do ambiente (FCSINT); • Vazão de ar insuflado no ambiente (VINS);

116

• Ponto de orvalho da serpentina (ADP); • Fator de desvio da serpentina (BF).

Um esquema do sistema de condicionamento da sala é dado na Figura 4-4, onde se tem:

Condicionador de Ar

RecintoPerdas eExaustão

R

QSQL

IV&

E

I

EV&

M

RV&

s

Condicionador de Ar


R

QSQL

IV&

E

I

EV&

M

RV&

Condicionador de Ar


R

QSQL

IV&

E

I

EV&

M

RV&

s

Figura 4-4: Vista esquemática do sistema de condicionamento da sala de aulas.

• O ponto S corresponde às condições a serem mantidas no espaço climatizado, TBS =

24 ºC e UR = 50%. Isto é, o ar no estado I, após receber a carga térmica, não deve

ultrapassar o limite estipulado.

• O ponto I corresponde ao estado do ar insuflado no ambiente climatizado, resfriado e

desumidificado a uma temperatura de bulbo seco e umidade absoluta adequadas.

• A introdução de ar fresco no ponto E (renovação) se deve à necessidade de se

manter uma porcentagem mínima de oxigênio requerida pelos ocupantes. Não foi

considerada a poluição do ambiente por nenhum contaminante.

• A utilização de ar de recirculação, ponto R, visa diminuir o consumo de energia.

São feitas as seguintes hipóteses:

8. Transferências de calor nos dutos desprezíveis;

9. Ganhos de calor dos ventiladores desprezíveis;

10. Operação em regime permanente;

11. O processo de mistura das correntes R e E se dá adiabaticamente.

De um balanço de energia para um VC em torno do ambiente climatizado, pode-se

determinar a vazão de ar necessária no ponto I de modo a se manter as condições estipuladas

para o ponto S. Conforme discutido, uma regra empírica de condicionamento de ar é fazer a

umidade relativa do ar na saída da SRD igual a 90% e, calculando-se o fator de calor sensível

do recinto (interno), pode-se determinar então o estado I. Assim, tem-se:

117

92,02244520553

QQQ

FCSInt,LInt,S

Int,SINT ==

+=

Pelo método simplificado, pode-se admitir que o estado I se situa sobre o cruzamento da

linha definida por este valor de FCSINT, partindo-se do ponto S, e a umidade relativa de 90%

(ver Figura 4-5), o que resulta em:

W

T

h

100% UR

S ≡ RD (ADP)

E

M

I

90% UR FCSINT

W

T

h

100% UR

S ≡ RD (ADP)

E

M

I

90% UR FCSINT

W

T

h

100% UR

S ≡ RD (ADP)

E

M

I

W

T

h

100% UR

S ≡ RD (ADP)

E

M

I

90% UR FCSINT

Figura 4-5: Representação dos processos psicrométricos do projeto.

Pto. I: TBS = 13,5 °C TBU = 12,9 °C UR = 90%

h = 13,20 kcal/ kg-ar W = 9,8 g-ag/kg-ar v = 0,905 m3/kg-ar

Atenção: há uma diferença de 4,3 kcal/kg entre todos os valores de entalpia específica

obtidos pelo diagrama psicrométrico fornecido (São Paulo) e os valores

mostrados na Planilha. Esta diferença se deve aos valores adotados como

referência, que são diferentes na planilha e no diagrama.

O estado I está assim fixado. O segmento IS é denominado curva de carga do recinto e

representa o processo de aquecimento e umidificação do ar ao percorrer o ambiente

climatizado.

Admitindo-se que não há ganho de calor no retorno, as propriedades do ponto M e R,

são:

Ptos S e R: TBS = 24,0 °C TBU = 17,3 °C UR = 50%


118

Pode-se agora determinar a vazão de ar no ponto I, isto é, a vazão de ar insuflado:

)TT(c

QV

ISarar,p

ntI,SINS −ρ

=& (4.18)

Para o caso em questão, tem-se:

7356)5,1324(x11,1x24,0

20553)TT(c

QV

ISarar,p

NTI,SINS =

−=

−ρ=& m3/h

A fim de determinar o ponto de orvalho da serpentina (ADP), o estado M deve ser

determinado. Para tal, faz-se a análise do processo de mistura das correntes R e E. Assim,

utilizando o princípio de mistura adiabática entre estas correntes, tem-se:

Mar,pMEar,pERar,pR TcmTcmTcm &&& =+ (4.19)

Analisando a Figura 4-4, concluí-se que:

IMEIR mmemmm &&&&& =−= (4.20)

Admitindo-se que este processo de mistura se dê adiabaticamente e desprezando-se

quaisquer perdas nos dutos entre os pontos S e R, pode-se escrever:

193,073561420

mm

SESM

INS,ar

EXT,ar ===&

&

mm5,7mm39x193,0SEx193,0SM ===

O ponto M pode ser localizado graficamente na carta psicrométrica.

Pto. M: TBS = 25,4 °C TBU = 18,8 °C UR = 54%


A linha conectando os pontos M e I representa o processo de resfriamento e

desumidificação do ar. Prolongando-se a linha MI até a saturação (UR=100%) obtém-se o

ponto de orvalho da serpentina (ADP):

ADP: TBS = 11,5 °C TBU = 11,5 °C UR = 100%


119

O valor do fator de by-pass da serpentina também pode ser calculado:

ADPM

ADPITTTTBF

−−

= (4.21)

Para o caso em análise:

143,05,114,255,115,13BF =

−−

=

Resumem-se abaixo os valores dos parâmetros obtidos, segundo o método simplificado:

• Temperatura de insuflação = 13,5 ºC

• FCSINT = 0,92

• VINS = 7356 m3/h

• ADP = 11,5 ºC

• BF = 0,143

4.20 – Cálculo Psicrométrico Pelo Fator de By-pass

Em seguida será efetuado o cálculo psicrométrico, partindo-se da adoção de um fator de

by-pass para a SRD (método Carrier). O valor adotado, a título de exemplo, será de 0,14

(compatível com condições de conforto e também, como exemplo neste caso, próximo ao valor

obtido pelo método simplificado)

4.20.1 – Cálculo do Fator de Calor Sensível Total

Devem-se agora somar os ganhos de calor do recinto e do ar externo com aqueles da

instalação, para a determinação do fator de calor sensível total (FCST).

ExtAr,LInst,LInt,LExtAr,SInst,SInt,S

ExtAr,SInst,SInt,ST QQQQQQ

QQQFCS

+++++

++= (4.22)

Total,LTotal,S

Total,ST QQ

QFCS

+=

80,028683

)249,30(24,004,1142020553FCST =−+

=

120

4.20.2 – Ganhos de Calor Relativos ao Ar Externo.

4.20.2.1 – Ganho de Calor Sensível do Ar “Desviado” da Serpentina.

A expressão que se aplica para de o cálculo do calor sensível no ar “desviado” (by-

passado) da serpentina é:

( ) BFTTcmQ SEar,pEDes,ExtAr,S −= & (4.23)

h/kcal34014,0)249,30(24,0964,0

1420Q Des,ExtAr,S =−=

4.20.2.2 - Ganho de Calor Latente Ar “Desviado” da Serpentina

A expressão que se aplica para o cálculo do calor latente no ar “desviado (by-passado)”

da serpentina é:

( ) BFWWhmQ SElvEDes,ExtAr,L −= & (4.24)

Substituindo-se os valores numéricos:

h/kcal52014,010).2,104,14(600964,0

1420Q 3Des,ExtAr,L =−= −

4.20.2.3 – Ganho de Calor Sensível no Ar “Não Desviado” da Serpentina

A expressão que se aplica para de o cálculo do calor sensível no ar “não desviado” (de

contato) da serpentina é:

( ) )BF1(TTcmQ SEar,pECon,ExtAr,S −−= & (4.25)

Substituindo-se os valores numéricos:

h/kcal2088)14,01()249,30(24,0964,0

1420Q Con,ExtAr,S =−−=

4.20.2.4 – Ganho de Calor Latente no Ar “Não Desviado” da Serpentina

A expressão que se aplica para de o cálculo do calor latente no ar “não desviado” da

serpentina é:

( ) )BF1(WWhmQ SElvECon,ExtAr,L −−= & (4.26)

121

h/kcal3194)14,01()2,104,14(600964,0

1420Q Con,ExtAr,S =−−=

4.20.3 - Cálculo do Ganho de Calor Efetivo do Recinto e do FCS Efetivo

Devem-se agora somar os ganhos de calor do recinto propriamente dito, da instalação e

do ar externo “desviado” da serpentina.

4.20.3.1 – Ganho de Calor Sensível Efetivo do Recinto

Des,ExtAr,SInst,SInt,SEfet,S QQQQ ++= (4.27)

h/kcal20893340020553Q Efet,S =++=

4.20.3.2 – Ganho de Calor Latente Efetivo do Recinto

Des,ExtAr,LInst,LInt,LEfet,L QQQQ ++= (4.28)

h/kcal24125201892Q Efet,L =+=

4.20.3.3 – Fator de Calor Sensível Efetivo do Recinto

Efet,LEfet,S

Efet,SEFET QQ

QFCS

+= (4.29)

89,0241220893

20893FCSEFET =+

=

Este valor é inferior aquele de FCSINT (= 0,92).

4.20.4 – Cálculo da Vazão de Ar Insuflado

Considerando o FCSEFET calculado acima, e utilizando-se a carta psicrométrica para São

Paulo, pode-se determinar o ADP (cruzamento de FCSEFET com a linha de saturação), o qu

resulta em:

ADP: TBS = 11,6 °C TBU = 11,6 °C UR = 100%


122

Portanto a vazão de ar insuflado será dada por:

)BF1()TT(c

QV

ADPSar,par

Efet,SINS −−ρ

=& (4.30)

7289)14,01()6,1124(24,012,1

20893VINS =−−

=& m3/h

De maneira análoga a apresentada anteriormente, pode-se determinar as condições do

ar na entrada da SRD, isto é, o ponto M.

Pto. M: TBS = 25,3 °C TBU = 18,8 °C UR = 53%


Traça-se então um segmento de reta a partir dos pontos M e ADP. O cruzamento deste

segmento de reta com o aquele definido pelo FCSINT determina o ponto I.

Pto. I: TBS = 13,5 °C TBU = 12,8°C UR = 90%


4.21 – Diferença de Temperatura na Insuflação

A equação que se aplica é:

ar,parINS

Int,SINS cV

QT

ρ=Δ & (4.31)

5,1024,012,17289

20553TINS ==Δ ºC

Este valor concorda com a regra prática segundo a qual ΔTINS ≈ 10 a 11°C. Um valor

maior poderia ser inviável, pois poderia causar a condensação de umidade no ambiente e, em

casos extremos, sensações de desconforto.

Os valores apresentados pelos dois métodos são muito próximos, uma vez que adotou-

se um valor do fator de by-pass próximo ao obtido pelo método simplificado e a carta

psicrométrica não é precisa o suficiente para distinguir estas pequenas diferenças.

123

Planilha de Cálculo da Carga Térmica

124

5 – SISTEMAS DE CONDICIONAMENTO DE AR

5.1 – Classificação das Instalações de Ar Condicionado

Uma instalação de ar condicionado deve ser capaz de manter, ao longo de todo o ano e

em todos os ambientes condicionados, as condições de temperatura e umidade especificadas.

Deve também promover a higienização dos ambientes mediante a introdução de uma

quantidade de ar externo adequada que, juntamente com o ar de recirculação, deve ser

devidamente filtrada. O sistema de ar condicionado deve ainda ser capaz de manter a

velocidade do ar nos recintos dentro dos limites requeridos para proporcionar um máximo

conforto aos seus ocupantes.

O controle da pureza e do movimento do ar normalmente não apresenta grandes

dificuldades, bastando um cálculo correto da vazão de ar, um projeto eficiente do sistema de

distribuição e a seleção adequada do sistema de filtragem. O grande problema apresentado

pelas instalações de ar condicionado para conforto é a manutenção das temperaturas, durante

todo o ano, dentro dos limites estabelecidos em projeto para os diferentes ambientes. Este

problema se torna ainda mais crítico quando se trata de edifícios submetidos simultaneamente

a cargas térmicas positivas (necessidade de resfriamento) e negativas (necessidade de

aquecimento) em diferentes zonas.

A escolha de um sistema de condicionamento requer a determinação de dois fatores

preliminares:

• As zonas de condicionamento;

• O tipo e as possíveis localizações do equipamento condicionador.

Define-se então:

Termostato: dispositivo controlador que mede a temperatura do ambiente climatizado e

envia um sinal de correção caso a temperatura esteja fora da faixa prescrita.

Em alguns casos específicos, a umidade em uma zona também deve ser controlada.

Utiliza-se então um umidistato, isto é, um dispositivo análogo ao termostato, porém controlador

da umidade.

No que diz respeito à distribuição da carga térmica, pode-se afirmar que em grandes

espaços sujeitos a cargas externas pequenas (teatros, auditórios, lojas de departamentos,

etc.), a carga térmica em geral é uniformemente distribuída. Em grandes prédios comerciais, a

carga térmica nas várias zonas é também uniformemente distribuída desde que fontes locais

de calor (computadores e outros equipamentos) sejam uniformemente distribuídos. Como as

125

condições do ar no interior de uma zona variam até certo ponto, é importante localizar o

termostato em um local sem perturbações e onde a temperatura seja representativa da média

de todo o espaço climatizado. Variações de temperatura no interior de uma mesma zona

podem ser reduzidas ajustando-se o escoamento do ar ou alterando-se a temperatura do ar

suprido ao ambiente.

Em geral, distinguem-se dois tipos básicos de zonas térmicas:

Zonas Internas: Caracterizam-se por possuir uma carga térmica positiva e uniforme ao

longo de todo o ano. Estas zonas são normalmente condicionadas por uma instalação

independente, freqüentemente de duto único com reaquecimento ou com vazão de ar variável

(estes tópicos serão vistos mais adiante). A diferença de temperatura entre o ar ambiente e o ar

insuflado é geralmente baixa.

Zonas Perimetrais (ou externas): Estas zonas são caracterizadas por cargas térmicas

muito variáveis em função da hora e da estação do ano, podendo ser positivas ou negativas

dependendo das condições exteriores. Assim, as instalações destinadas a condicionar estas

zonas devem ser muito flexíveis.

Espaços com especificações rígidas de limpeza do ar, umidade, temperatura e/ou

distribuição do ar constituem normalmente zonas separadas dentro de grandes edifícios e

dispõem de sistema de condicionamento próprio, dotado de controles precisos (exemplos:

salas de cirurgia, salas “limpas” de eletrônica, etc.). Grandes prédios de escritórios, fábricas,

“shopping centers”, etc., muitas vezes requerem não somente a divisão do prédio em múltiplas

zonas, mas também a instalação de vários sistemas centrais de condicionamento. Grandes

áreas como universidades e bases militares a “estações centrais” onde resfriadores (chillers) e

caldeiras fornecem água fria e água quente ou vapor através de tubulações que se ramificam

por toda a área condicionada. Estas tubulações muitas vezes são subterrâneas. Estas

estações centrais permitem uma maior diversidade nas condições do ar suprido aos vários

ambientes, uma maior eficiência e custos de manutenção e de mão-de-obra reduzidos

comparados àqueles incorridos por um sistema central de condicionamento em cada prédio.

De maneira geral, a escolha de um sistema de condicionamento envolve um

compromisso entre o custo inicial e o custo operacional de uma instalação. À medida que a

distância ao longo da qual se deve transportar a energia aumenta, o custo de deslocamento

desta energia tende a suplantar o custo de operação de resfriadores e caldeiras. Como regra

geral, os sistemas menores tendem a ser mais econômicos se a energia for transportada ao

longo de distâncias as mais curtas possíveis. Portanto, a seleção e a disposição de um sistema

de condicionamento requerem a consideração dos seguintes fatores:

126

• As necessidades dos usuários, das quais emergem a definição das zonas de área

climatizada;

• A carga térmica nas várias zonas;

• As vazões de ar requeridas nas várias zonas;

• O tipo geral do sistema de condicionamento (para grandes áreas ou pequenos

prédios, condensador resfriado a ar ou água, aquecimento por água quente ou por

vapor);

• O tipo de combustível a ser utilizado, levando-se em conta fatores econômicos e

ambientais.

É importante que o sistema condicionador seja adequado à aplicação a que se destina,

dimensionado corretamente, acessível para manutenção e não mais complexo na disposição

de seus componentes e nos dispositivos de controle do que o requerido pela aplicação. Os

diferentes tipos de instalações de ar condicionado se classificam de acordo com o fluido(s)

utilizado(s) para “transportar energia”, de forma a equilibrar as cargas térmicas sensíveis e

latentes do ambiente. Assim, se distinguem as seguintes instalações:

Instalações Apenas Ar: Utilizam unicamente o ar com o objetivo citado acima, isto é, todo

o processo de condicionamento do recinto é feito suprindo-se apenas ar em condições

apropriadas ao ambiente climatizado.

Instalações Ar-Água: Utilizam estes dois fluidos para compensar a carga térmica, isto é,

fazem-se circular ar e água pelo ambiente climatizado em condições adequadas à manutenção

da temperatura e umidade internas.

Instalações Apenas Água: Utilizam somente a água para equilibrar as cargas. Um

equipamento terminal realiza o condicionamento através da recirculação contínua do ar do

ambiente climatizado enquanto ar não condicionado é suprido pelo sistema de ventilação (ou

por infiltração) de modo a se garantir a qualidade do ar interno. O agente de aquecimento ou

refrigeração do equipamento terminal é a água apenas.

Instalações de Expansão Direta: Pequenos sistemas de condicionamento nos quais o ar

suprido ao ambiente é resfriado diretamente pelo refrigerante no evaporador do ciclo frigorífico.

Os sistemas Apenas Ar e Ar-Água podem, por sua vez, ser subdivididos em instalações

de alta e baixa velocidade. Nas instalações de alta velocidade o ar dentro dos dutos se desloca

127

a velocidades superiores a 11 m/s, o que resulta em um menor espaço ocupado pela rede de

dutos. Nestas instalações, freqüentemente há necessidade de se efetuar um tratamento

acústico nos dutos e insufladores (grelhas, difusores, etc.) devido ao maior nível sonoro do

ventilador e do aumento dos ruídos no interior dos próprios dutos. É importante salientar que a

opção por sistemas de alta velocidade está normalmente relacionada a problemas

arquitetônicos, estruturais ou econômicos.

Os tipos de unidades condicionadoras de ar são mostrados na figura abaixo. A utilização

de um sistema de zona simples se dá em espaços onde os ganhos e perdas de calor são

aproximadamente uniformes e as condições para climatização são semelhantes em todo o

espaço. A utilização de um sistema de zona simples para cada zona de um grande edifício não

é atrativa economicamente. Por outro lado, a utilização de um sistema único central (sistema

de zonas múltiplas) requer uma ampla rede de dutos, serpentinas, etc, além de complexas e

eficientes estratégias de controle.

A seguir são estudados os principais tipos de sistemas de ar condicionado, evidenciando

suas possibilidades e limitações para atender as diferentes cargas térmicas durante todas as

estações do ano. Conforme se vê na figura, os sistemas de condicionamento de ar são

também chamados sistemas de distribuição térmica ou unidades condicionadoras de ar, pois

cabe a eles realizar os processos psicrométricos de condicionamento do ar e o transporte da

energia entre as zonas térmicas e o sumidouro de energia (ciclo frigorífico).

Figura 5-1: Tipos de sistemas de condicionamento de ar.

128

5.2 – Sistemas de Zona Única

É o sistema mais simples, pois responde apenas a um único conjunto de condições

internas, sendo, portanto, limitados a aplicações onde a temperatura no interior da zona é

relativamente uniforme. Trata-se de um sistema apenas ar já que, no ambiente climatizado,

apenas ar é introduzido. A unidade condicionadora do ar pode ser instalada no interior da zona

ou remotamente, necessitando ou não de dutos. Estas instalações se caracterizam por baixo

custo inicial e manutenção centralizada, apresentando a possibilidade de funcionar com ar

exterior durante as estações intermediárias. A regulagem da temperatura nos recintos

(resfriamento) pode ser efetuada por meio de um termostato de ambiente ou no ar de

recirculação. A este respeito, pode-se fazer a seguinte subdivisão das instalações de zona

única:

• Instalações com regulagem da serpentina de resfriamento;

• Instalações com desvio da serpentina de resfriamento;

• Instalações com regulagem da serpentina de reaquecimento.

5.2.1 – Instalações com Regulagem da Serpentina de Resfriamento

Referindo-se à Figura 5-2, ao diminuir a temperatura do ar de recirculação (ou do

ambiente), o termostato (T) de duas posições provoca o fechamento da válvula solenóide (S).

O compressor continua funcionando até que seja desligado por ação do pressostato de baixa

(P). Quando a temperatura aumenta, o termostato (T) abre a válvula solenóide (S) e põe em

funcionamento o compressor. Como variante deste sistema de regulagem, o termostato pode

fechar a válvula solenóide e desligar o compressor. Um travamento entre os motores do

compressor e do ventilador não permite que o primeiro entre em operação se o segundo já não

estiver funcionando.

Figura 5-2. Instalação de expansão direta com regulagem tudo-nada.

129

A umidade relativa ambiente tende a aumentar durante os períodos em que o compressor

está desligado, pois o ar externo de ventilação é introduzido no ambiente sem ser

desumidificado.

Pode-se obter o mesmo tipo de regulagem para um sistema de expansão indireta, isto é,

um sistema com serpentina de água resfriada, mediante a utilização de uma válvula de duas

vias (tudo-nada) no circuito de água fria. Este tipo de instalação se adapta muito bem a

ambientes que possuem carga térmica praticamente constante e ambientes em que a

porcentagem de ar externo de ventilação é baixa.

5.2.2 – Instalações com Desvio da Serpentina de Resfriamento

Referindo-se à Figura 5-3, ao diminuir a temperatura do ar de recirculação (ou do

ambiente) o termostato (T) faz diminuir a vazão de ar que atravessa a serpentina de

resfriamento e aumenta a vazão de ar de desvio. Este termostato (T) comanda o servomotor

(M) que, por sua vez, posiciona os registros (dampers) de forma a proporcionar as vazões

desejadas. Para evitar a formação de gelo sobre a serpentina em condições de carga mínima,

existe um interruptor de fim de curso (I), acionado pelo servomotor (M), que fecha a válvula

solenóide (S) quando o registro da serpentina estiver próximo da posição completamente

fechada. O compressor é então desligado pelo pressostato de baixa e fica nesta condição até

que o interruptor (I) abra novamente a válvula solenóide (S).

Figura 5-3. Instalação de expansão direta com desvio do ar de recirculação.

Deve-se observar que é mais conveniente desviar o ar de recirculação em vez do ar

exterior ou da mistura de ar exterior e ar de recirculação, pois estes últimos possuem umidade

absoluta maior. Quando é efetuado o desvio do ar de recirculação, tem-se um controle da

umidade notavelmente melhor do que aquele permitido pela instalação anterior, além de uma

temperatura ambiente bem mais constante.

130

5.2.3 – Instalações com Desvio da Serpentina de Reaquecimento

Referindo-se à Figura 5-4, ao aumentar a temperatura do ar de recirculação o termostato

(T) abre a válvula solenóide (S) e coloca o equipamento frigorífico em operação. Ao diminuir a

temperatura do ar de recirculação, o termostato (T) fecha a válvula solenóide (S) e abre

progressivamente a válvula modulante (V), instalada no circuito de água da serpentina de

reaquecimento. Quando a umidade relativa do ar de recirculação aumenta, o umidistato (H)

abre a válvula solenóide (S) e o equipamento frigorífico entra em funcionamento, resfriando e

desumidificando o ar. O termostato (T) regula o reaquecimento do ar de maneira a se obter a

temperatura requerida no ambiente. A umidade relativa é mantida igual ou inferior a de projeto.

Este tipo de instalação, caso seja for completado com alguns acessórios, como, por

exemplo, umidificadores, permite realizar um uma excelente regulagem da temperatura e da

umidade relativa do ambiente. No entanto, apresenta um elevado custo inicial e de operação.

Figura 5-4: Instalação de expansão direta com reaquecimento.

5.3 – Sistemas de Ar com Reaquecimento Terminal

5.3.1 – Sistemas com Vazão Constante e Temperatura Variável

Este tipo de instalação, destinado ao condicionamento de múltiplas zonas, representa

uma evolução das instalações descritas nas seções anteriores (Figura 5-5). A vazão total de ar

a ser insuflada (soma da vazão de todas as zonas) é resfriada em um único condicionador, a

uma temperatura que permita atender as exigências do ambiente com maior carga de

resfriamento. Para cada zona, a regulagem da temperatura se realiza independentemente,

através de reaquecimento até a temperatura necessária para satisfazer a carga daquela zona

específica. A central frigorífica deverá ser dimensionada para a carga que se obtém ao

multiplicar a soma das vazões de cada uma das zonas pela diferença de entalpia do ar entre

entrada e saída da serpentina de resfriamento.

131

Este sistema é indicado para condicionamento de zonas internas de edifícios,

caracterizadas por cargas térmicas uniformes e positivas, ambientes com baixo fator de calor

sensível e instalações que exigem controle rigoroso de temperatura. Da mesma forma que a

instalação com reaquecimento para zona única, esta permite um bom controle da temperatura

e da umidade ambiente, mas também apresenta um elevado custo inicial e de operação.

Figura 5-5: Instalação com reaquecimento terminal para múltiplas zonas.

5.3.2 – Sistemas com Temperatura Constante e Vazão Variável

Referindo-se à Figura 5-6, ao diminuir a temperatura de uma determinada zona, o

respectivo termostato ambiente (T1, T2, etc.) reduz a vazão de ar introduzida na zona em

questão. O termostato ambiente atua sobre um servomotor (M1, M2, etc.) acoplado ao seu

respectivo registro (damper). O termostato (TS) controla o ponto de orvalho do ar na saída da

serpentina de resfriamento, atuando sobre a válvula (Ve). O controlador de pressão estática (P)

comanda um registro motorizado situado na aspiração do ventilador de forma manter constante

a diferença de pressão estática entre a descarga do ventilador e o ambiente de referência. Este

controle impede que, ao se fechar o registro de alguma zona, a vazão de ar que chega às

demais aumente sensivelmente como conseqüência do aumento de pressão estática. A vazão

de ar para cada zona deve ser calculada considerando o calor sensível da mesma e uma

temperatura de insuflamento do ar igual à requerida pela maior parte das zonas.

Este sistema é mais econômico, uma vez que a vazão de ar que chega às diferentes

zonas é função das cargas a que elas estão submetidas. Por outro lado, seu campo de

aplicação é limitado, pois para se obter bons resultados é necessário que a vazão para cada

zona não seja reduzida além de 55% a 80% da vazão máxima. Caso contrário, poderiam

ocorrer grandes alterações no sistema de distribuição de ar do ambiente. Todavia, este limite

inferior de vazão pode variar muito, influenciado pelo sistema adotado para a distribuição do ar

nas diferentes zonas.

132

Figura 5-6: Instalação com temperatura constante e vazão variável (VAV).

Figura 5-7: Instalação com vazão e temperatura variáveis.

Na Figura 5-6 são mostrados ainda um dispositivo de umidificação e uma serpentina de

aquecimento para inverno, que controla a temperatura do ar em função da temperatura do ar

externo. Deve-se observar que durante o inverno a ação do termostato do ambiente deve ser

invertida, isto é, ele deve agir no sentido de abrir o registro quando a temperatura no respectivo

ambiente diminui.

5.3.3 – Sistemas com Temperatura e Vazão Variáveis

Conforme mostra a Figura 5-7, ao diminuir a temperatura de uma determinada zona, o

termostato ambiente (T1, T2, etc.) fecha o registro correspondente, reduzindo a vazão de ar

insuflado na respectiva zona. O sistema opera reduzindo a vazão até que se atinja um valor

133

pré-determinado e, uma vez atingido este valor, qualquer posterior redução da temperatura

ambiente faz com que o termostato abra gradualmente a válvula instalada no circuito de água

da serpentina de reaquecimento. Com relação à pressão estática na saída do ventilador e ao

controle da temperatura do ar na saída da serpentina de resfriamento, o sistema opera da

mesma forma que a instalação descrita no item anterior.

5.3.4 – Sistemas com Vazão Variável e Recirculação Local

Referindo-se à Figura 5-8, um condicionador de ar central fornece ar frio e desumidificado

(ar primário) a um certo número de condicionadores de zona (constituídos de um ventilador e

um sistema de registros conjugados). Estes, em função das necessidades de cada zona,

misturam uma vazão variável de ar primário com uma vazão também variável de ar de

recirculação (ar secundário). Para cada condicionador terminal, a soma das vazões de ar

primário e secundário é aproximadamente constante; portanto, a distribuição de ar no ambiente

é satisfatória independentemente da carga. A distribuição de ar primário aos condicionadores

de zona pode ser realizada à alta velocidade, enquanto a distribuição da mistura de ar primário

e secundário aos ambientes é realizada à baixa velocidade.

Caso necessário, cada condicionador de zona pode ainda ser dotado de uma serpentina

de reaquecimento, constituindo as “Instalações com vazão variável, recirculação local e

temperatura variável”. Este tipo de instalação foi muito empregado em sistemas de ar

condicionado de edifícios de escritórios.

Figura 5-8: Instalação com vazão variável e recirculação local.

5.3.5 – Sistemas de Duplo Duto

Em uma instalação do tipo duplo duto a vazão total de ar é tratada em um único

condicionador central, sendo depois distribuída aos diferentes ambientes (zonas) por meio de

dois dutos, geralmente paralelos, um dos quais transporta ar frio e o outro ar quente. Em cada

134

ambiente existe um dispositivo terminal (caixa de mistura) comandado por um termostato, que

faz a mistura do ar frio com o ar quente de forma a compensar a sua carga térmica. As

instalações do tipo duplo duto, apresentadas a seguir, diferem essencialmente por:

• Sua capacidade de manter a umidade relativa do ambiente próxima do seu valor de

projeto quando ocorre variação da carga sensível;

• Sua capacidade de fornecer a vazão de ar exterior tratado com relação à vazão total

de ar.

Figura 5-9: Instalação com um ventilador de insuflamento e serpentina de

desumidificação na descarga do mesmo.

As instalações do tipo duplo duto dotadas de somente um ventilador de insuflamento e

serpentina de desumidificação localizada na descarga do mesmo (Figura 5-9) são as mais

simples e econômicas. No entanto, neste tipo de instalação ocorre a entrada de ar exterior não

desumidificado no duto de ar quente. Assim, nos ambientes em condições de carga parcial e

que necessitam de uma parcela de ar quente, ocorrerá um aumento da umidade relativa, que

poderá atingir valores superiores aos de projeto. Uma forma de evitar este aumento é por meio

do reaquecimento do ar quente, o que obviamente exigirá um aumento da proporção de ar frio

na mistura. Nos ambientes com carga nula, o termostato deverá controlar a mistura de ar frio e

ar quente de forma que a temperatura do ar insuflado seja idêntica à temperatura do ambiente.

Deve-se observar que a umidade nestes ambientes também tenderá a aumentar.

Estas instalações podem ser empregadas com sucesso para o condicionamento de ar em

edifícios de escritórios localizados em regiões de clima moderado e com porcentagem de ar

externo não superior a 40%.

A Figura 5-10 mostra o esquema de funcionamento do controle automático de uma

instalação do tipo duplo duto, dotada de serpentina de pré-aquecimento na tomada de mínimo

ar externo, para verão e inverno. Deve-se observar que embora o controle apresentado seja do

tipo pneumático, o princípio de funcionamento da instalação com outro tipo de controle é muito

semelhante ao apresentado nesta figura. Quando o ventilador entra em operação, o relé E1 é

135

acionado, liberando ar comprimido para o sistema de controle, que abre imediatamente o

registro de mínimo ar exterior (D1). Durante a operação de verão (interruptor S1 na posição

verão), o termostato T1, que se encontra no duto de ar frio, regula a válvula V3 instalada no

circuito de água resfriada, de forma que se mantenha a temperatura desejada neste duto. O

termostato sub-master T2, situado no duto de ar quente, é regulado de forma que a

temperatura mínima do ar no duto quente seja superior à dos ambientes em aproximadamente

3 °C, o que geralmente não requer reaquecimento.

Quando as cargas internas são baixas e o ar exterior possuir alta umidade, o umidistato

de verão H1 solicita o reaquecimento do ar no duto quente, que é controlado pela atuação do

termostato T2. Este age sobre as válvulas V4 e V5, situadas na linha de água quente ou na de

vapor. Para o funcionamento em estações intermediárias ou de inverno, quando a refrigeração

não for necessária, o interruptor de verão S1 é colocado na posição de inverno e o termostato

T1 passa a controlar a temperatura no duto de ar frio, atuando sobre os registros de máximo ar

externo (D2), ar de expulsão (D3) e ar de recirculação (D4). Se existir a possibilidade do

sistema operar somente com ar externo, pode ser necessária a instalação de um ventilador de

expulsão, dimensionado para o excesso de ar introduzido.

Por razões de economia e para que o reaquecimento seja mínimo, pode-se utilizar a

pulverização de água (da rede ou de recirculação) no duto frio antes de se iniciar a modulação

dos registros D2, D3 e D4. Todavia, esta pulverização é raramente efetuada.

'

Figura 5-10. Esquema de controle de uma instalação do tipo duplo duto.

A temperatura no duto quente é regulada pelo termostato sub-master T2, que é

compensado pelo termostato T3. A umidade, durante o inverno, é controlada por meio do

136

umidistato H2 que a aciona a válvula V2, instalada no circuito de água de pulverização.

Quando for utilizado o pré-aquecimento do ar externo mínimo, o termostato T1 atua de forma a

impedir que a temperatura no duto frio seja inferior a um valor mínimo estabelecido.

Na instalação mostrada na Figura 5-11, é colocada uma serpentina de desumidificação

na tomada de mínimo ar externo. A desumidificação do ar de renovação, mesmo que

moderada, permite a obtenção de umidades relativas menores quando comparadas com

aquelas que seriam obtidas com a instalação da Figura 5-9. A instalação da Figura 5-12, que é

dotada de dois ventiladores e uma serpentina de desumidificação na descarga de um deles,

permite realizar um controle seguro da umidade relativa dos ambientes no verão, quando

menos da metade do ar total passa pelo duto de ar quente. Deve-se observar que os

ambientes que utilizam uma elevada quantidade de ar do duto quente são ventilados somente

de maneira indireta, pelo ar de recirculação. Durante o inverno, quando for necessário somente

aquecimento, um dos ventiladores pode ser desligado.

A última instalação do tipo duplo duto aqui considerada é apresentada na Figura 5-13.

Como pode ser observado, está instalação é dotada de somente um ventilador e a serpentina

de desumidificação está colocada na sucção do mesmo. Obtém-se assim um controle muito

bom da umidade relativa, já que a vazão total de ar é desumidificada e a parcela transportada

pelo duto quente é posteriormente reaquecida. Na prática, esta instalação é tida como do tipo

ar primário em que as funções de controle da carga latente e da carga sensível estão

separadas. A necessidade de se realizar o reaquecimento do ar do duto quente faz com que o

custo de operação desta instalação seja relativamente elevado.

Figura 5-11: Instalação com um ventilador de insuflamento e serpentinas

de desumidificação na descarga e na tomada de ar externo.

De uma forma geral, as instalações do tipo duplo duto permitem resfriar e aquecer

simultaneamente as diferentes zonas servidas pelo sistema, não sendo necessária nenhuma

alteração dos controles para passar da operação no verão para a operação no inverno. As

instalações de duplo duto são indicadas para zonas interiores que possuem carga térmica

137

praticamente constante e positiva, pois neste caso o ar do duto quente pode ser somente o de

recirculação, não sendo necessário reaquecê-lo. As principais desvantagens destas

instalações são:

• Necessidade de grande espaço para instalação de dois dutos paralelos;

• Custo de operação relativamente elevado.

A vazão de ar a ser insuflada em cada um dos ambientes é o maior valor obtido entre as

exigências de refrigeração (verão), aquecimento (inverno) ou de ventilação. Deve-se observar

que uma vez calculada a vazão para uma zona, ela permanece constante, independentemente

das condições de operação, podendo ser somente ar frio, somente ar quente ou uma mistura

de ambos. A vazão de ar total da instalação é a soma das vazões máximas de cada uma das

zonas.

Figura 5-12. Instalação com dois ventiladores e uma serpentina de

desumidificação na descarga de um deles.

Figura 5-13: Instalação com um ventilador e serpentina de

desumidificação na sucção do mesmo.

As instalações do tipo duplo duto descritas aqui, que são as mais utilizadas, operam

sempre com vazão constante. No entanto, podem ser encontrados sistemas que utilizam vazão

de ar variável, onde são instaladas caixas de mistura que, ao diminuir a carga sensível,

138

reduzem a vazão de ar frio até um mínimo estabelecido (40 ou 50% da vazão de projeto).

Posteriormente, a vazão permanece constante e tem início a mistura do ar do duto quente com

o do frio em função das necessidades detectadas pelo termostato.

5.4 – Sistemas Ar-Água

São dois os critérios de classificação destas instalações:

• O tipo de equipamento terminal utilizado, condicionadores de indução ou unidade

serpentina-ventilador (fan-coil);

• O número de tubulações de água chegando e saindo do equipamento terminal.

5.4.1 – Instalações de Indução de Dois Tubos

Tem-se aqui uma entrada e uma saída de água do condicionador de indução (Figura

5-14). O ar primário, tratado em um condicionador central, é enviado à alta pressão e alta

velocidade até os condicionadores de indução instalados nas zonas condicionadas. O ar

primário, ao sair à alta velocidade pelos bocais do condicionador, induz uma certa vazão de ar

ambiente (ar secundário) a atravessar uma serpentina alimentada com água quente ou fria,

dependendo da unidade operar no inverno ou no verão. A mistura do ar primário com o ar

secundário é então insuflada no ambiente.

Uma das funções do ar primário é promover a renovação do ar dos ambientes

condicionados. Assim é que na maioria das instalações ele é composto somente de ar externo,

o que também evita a mistura de ar de uma zona com o de outra (pois não há necessidade de

recirculaçã). A relação entre a vazão de ar primário e a vazão de ar secundário é denominada

de relação de indução e está normalmente compreendida entre 1:3 e 1:6. Esta relação varia

com o tipo de condicionador, o número de bocais e com a sua disposição.

As configurações de indução mais difundidas apresentam dois regimes típicos de

funcionamento: um para o verão e outro para o inverno (Figura 5-15). No verão, o ar primário,

além de promover a renovação do ar e controlar a umidade relativa, é utilizado também para

neutralizar a carga térmica ambiente (positiva ou negativa) devido à transmissão. Para a carga

máxima de projeto, o ar primário, que se encontra a aproximadamente 13 °C na saída do

condicionador central, é reaquecido quando a temperatura externa diminui. As outras cargas

sensíveis, todas positivas, são neutralizadas pelo ar secundário, que é resfriado no

condicionador de indução.

Durante o inverno, o ar primário na saída do condicionador encontra-se saturado a

aproximadamente 10 °C, e é utilizado para controlar a umidade relativa do ambiente. O ar

secundário é aquecido no condicionador de indução, o que também aquece o ar primário,

neutralizando a carga térmica negativa. Neste caso, a serpentina secundária é alimentada com

139

água quente, cuja temperatura é função da temperatura externa. O regime de funcionamento

de inverno apresenta a possibilidade de refrigerar as zonas com carga positiva somente com o

ar primário, limitando a ação da serpentina secundária. Ele deve ser utilizado sempre que as

necessidades líquidas de frio possam ser atendidas somente com o ar primário. Quando isto

não for possível, deve-se passar ao funcionamento de verão, onde o ar primário é reaquecido e

as serpentinas secundárias são alimentadas com água fria.

Na Figura 5-16 é mostrado o esquema de uma instalação de indução. Para esta

instalação, durante o verão o termostato T3 posiciona a válvula V3 de forma que a temperatura

do ar na saída da serpentina de resfriamento e desumidificação do condicionador primário seja

constante. O termostato sub-master T5 atua sobre a válvula V4, controlando o reaquecimento

em função da temperatura externa. A temperatura da água na saída da central frigorífica é

mantida constante pelo termostato T8, que controla a capacidade do resfriador. A válvula de

três vias V1 está posicionada de forma que a água primária, ao sair do condicionador central,

passa para o circuito secundário. A válvula V6 é mantida fechada.

Figura 5-14: Climatizador de indução.

Durante o inverno, o termostato T7 atua sobre a válvula V6, instalada nos aquecedores,

de forma a manter constante a temperatura da água no circuito secundário. O termostato T2

atua sobre a válvula V2, instalada na serpentina de pré-aquecimento do condicionador central,

controlando a umidade e mantendo constante o ponto de orvalho do ar. A válvula é V1

posicionada de forma que a água secundária passe pelo aquecedor. O regulador de pressão

P7 mantém uma diferença de temperatura constante entre os coletores de impulsão e de

retorno do circuito secundário, tanto no verão como no inverno, pela sua atuação sobre a

válvula modulante V7.

As características mais representativas das instalações de indução são:

• Redução da vazão de ar quando comparada com uma instalação apenas ar, sendo

que a vazão primária é, na maioria dos casos, somente ar externo;

140

• Evita-se a mistura de ar proveniente de diferentes zonas;

• Os indutores não possuem partes móveis, o que simplifica a sua manutenção;

• Podem ser utilizadas para climatizar as zonas perimetrais de edifícios com

coeficiente de ocupação médio e caracterizados por cargas latentes relativamente

pequenas com relação às cargas sensíveis.

Figura 5-15: Regulagem da temperatura do ar primário de da água secundária.

5.4.2 – Instalações de Indução de Três Tubos

Neste tipo de instalação, cada condicionador de indução é alimentado por duas

tubulações (uma de água fria e outra de água quente), conectadas ao aparelho por meio de

uma válvula de três vias não misturadora. Esta válvula controla seqüencialmente a vazão de

água fria e a de água quente em função das necessidades detectadas pelos termostatos de

ambiente. Uma tubulação de retorno única conduz a água que sai dos condicionadores até a

central frigorífica ou térmica. Portanto, as cargas sensíveis do ambiente, negativas ou positivas,

podem ser imediatamente satisfeitas pela ação de um destes fluidos. Quando o termostato

ambiente não detecta a necessidade de resfriamento ou aquecimento, a válvula é colocada na

posição neutra, não existindo fluxo através da mesma; conseqüentemente, devem ser

adotadas medidas especiais para proteção das bombas de circulação.

O ar primário conserva as funções de controlar a umidade relativa do ambiente, tanto no

inverno como no verão, de ventilar as zonas condicionadas e fornecer a potência necessária

para a indução do ar secundário. No entanto, não é necessário instalar a serpentina de

reaquecimento no condicionador central, pois nas estações intermediárias pode-se reaquecer o

ar usando água quente nos condicionadores de indução. A carga sobre a serpentina

secundária, neste caso, é composta das parcelas referentes a pessoas, radiação solar e

iluminação, que são sempre positivas, e transmissão, que pode ser negativa ou positiva. Como

o ar exterior é resfriado no condicionador central, esta carga é considerada negativa.

141

Figura 5-16: Instalação de indução a dois tubos.

142

Nas instalações de indução de três tubos, ocorre uma considerável perda de energia

como conseqüência da mistura de água fria e água quente na tubulação de retorno comum. A

Figura 5-17 representa uma das muitas configurações possíveis para as instalações de

indução de três tubos com retorno comum. Como pode ser observado, nesta instalação é

efetuado o resfriamento indireto da água do circuito secundário mediante um trocador de calor

água-água (X2), que separa o circuito primário do secundário. A instalação da Figura 5-17

permite, em algumas situações nas estações intermediárias, obter o resfriamento da água do

circuito frio através da água que sai da torre de resfriamento. Para tal, deve-se desligar a

bomba de circulação de água fria do circuito primário e a central frigorífica. As válvulas A, B e C

são então posicionadas, mediante o interruptor S1, de forma que a bomba de água fria do

circuito secundário envia água de recirculação através da válvula C do trocador X1 e da válvula

B até as unidades de indução. Simultaneamente, a bomba secundária de água quente envia

água de retorno, através da válvula A e do trocador X3, até os condicionadores de indução que

necessitem de água quente. Para este tipo de operação, o ponto de ajuste do termostato Tct é

colocado a uma temperatura inferior à de operação normal de verão, passando a controlar a

temperatura da água que sai da torre.

Figura 5-17. Instalação de indução a três tubos

143

Durante o verão, a bomba primária faz circular a água através do evaporador da unidade

frigorífica, passando em seguida pela serpentina do condicionador central e pelo trocador

água-água X2. As válvulas A, B e C são posicionas de maneira que a bomba de velocidade

variável do circuito secundário frio envie água de recirculação, através to trocador X2 e válvula

B, até os condicionadores de indução que necessitem de água fria. A bomba de velocidade

variável, do circuito secundário quente, envia água de retorno através da válvula C, do trocador

X1, da válvula A e do trocador X3, até os indutores que necessitem de água quente. Neste

caso, a água que sai do condensador do circuito frigorífico é utilizada para aquecer a água do

circuito secundário quente, no trocador água-água X1.

5.4.3 – Instalações de Indução de Quatro Tubos

A principal diferença entre a instalação de indução de três tubos e de quatro tubos reside

no fato de que, para esta última (4 tubos), a água quente e a água fria não se misturam em um

circuito de retorno comum, pois existem um circuito de retorno frio e outro quente. Desta

maneira, evitam-se as perdas de energia que acontecem, para algumas condições de

operação, na instalação de indução de três tubos. As características de funcionamento deste

tipo de instalação, no que se refere ao controle das condições nos espaços condicionados, são

idênticas àquelas discutidas no item anterior.

A Figura 5-18 é um esquema do sistema de regulagem de um indutor com somente uma

serpentina, empregada tanto para resfriamento quanto para aquecimento. Quando diminui a

temperatura do ambiente, a válvula modulante não misturadora V1 reduz a vazão de água fria

no condicionador, enquanto a válvula desviadora de duas posições V2 envia a água da saída

do condicionador de indução ao retorno frio. Se ocorrer uma diminuição adicional da

temperatura ambiente, a válvula V1 fecha ou, caso a diminuição de temperatura persista, a

válvula V1 começa a dar passagem à água quente, comutando simultaneamente a válvula V2.

Figura 5-18. Instalação de indução a quatro tubos. Regulagem dos indutores.

144

Em muitos casos, são utilizados condicionadores de indução dotados de duas

serpentinas, uma para aquecimento e outra para resfriamento. Seu controle é efetuado por

válvulas separadas, isto é, uma para cada serpentina. Com relação ao circuito hidráulico, as

instalações de indução de quatro tubos são muito semelhantes às instalações com unidades

serpentina-ventilador (fan-coils) de quatro tubos e ar primário, discutidas mais adiante. Esta

instalação necessita de mais espaço e apresenta um maior custo inicial; no entanto, seu custo

de operação é mais baixo que a instalação equivalente de três tubos.

5.4.4 – Instalações com Fan-Coils e Ar Primário

As unidades serpentina-ventilador (fan-coils) são condicionadores de ar constituídos

essencialmente de um ventilador centrífugo, que pode ser de velocidade variável, filtros, uma

serpentina e uma bandeja de condensado (Figura 5-19). A serpentina, de acordo com o tipo e

funcionamento da instalação, pode ser alimentada com água quente ou com água fria. Nas

instalações de unidades serpentina-ventilador com ar primário, os condicionadores tratam

unicamente ar de recirculação, sendo o ar externo tratado em um condicionador central e

distribuído às zonas condicionadas por meio de uma rede de dutos.

Nestas instalações, os fan-coils realizam unicamente resfriamento sensível, sendo a

carga latente controlada por meio do ar primário. A ausência de condensação nas serpentinas

de resfriamento e o fato de não haver mistura do ar de diferentes ambientes melhoram as

condições de higiene dos ambientes, o que torna este tipo de instalação particularmente

interessante para utilização em hospitais.

Figura 5-19: Unidade serpentina-ventilador (fancoil) típica.

Para o controle da temperatura ambiente existem várias possibilidades, entre elas:

• A regulagem pode ser efetuada alterando-se manualmente a velocidade de rotação

do ventilador do fan-coil. Geralmente existem três opções de velocidade: mínima,

média e máxima.

145

• A regulagem pode ser feita por meio de um termostato que liga ou desliga o

ventilador em função da temperatura do ambiente. A rotação do ventilador deve ser

selecionada manualmente de forma a evitar paradas freqüentes do ventilador. Neste

tipo de regulagem, quando o ventilador está parado, pode ocorrer um resfriamento

excessivo da carcaça do condicionador (fan-coil), ocorrendo condensação sobre

esta. Portanto, deve ser feito um bom isolamento do fan-coil.

• A regulagem também pode ser efetuada atuando-se sobre a vazão de água que

chega à serpentina do fan-coil, mediante válvulas de 2 ou 3 vias comandadas por

um termostato de ambiente.

Estas instalações são largamente empregadas devido, principalmente, aos seguintes

fatores:

• Dimensões reduzidas;

• Adaptabilidade às exigências de diferentes edifícios;

• Possibilidade de regular individualmente a temperatura ambiente;

• Ausência de recirculação de ar entre diferentes ambientes;

• Possibilidade de parar uma unidade do conjunto, diminuindo os custos de operação;

• Possibilidade de utilizar os fan-coils como indutores durante a noite.

Instalações com Fan-Coil de Dois Tubos e Ar Primário

Este tipo de instalação, do ponto de vista de controle das condições nos espaços

condicionados, é análogo às instalações de indução a dois tubos. O ar exterior, tratado em um

condicionador central, é distribuído aos diferentes ambientes por meio de uma rede de dutos

(Figura 5-20). Conforme mencionado, a função do ar primário é de controlar a umidade, ventilar

os ambientes e neutralizar as cargas térmicas devido à transmissão. A diferença fundamental

entre as instalações está no próprio equipamento terminal utilizado, fan-coils em um caso e

condicionadores de indução em outro.

A regulagem do condicionador de ar primário é essencialmente igual à efetuada nas

instalações de indução a dois tubos, tanto para inverno como para verão. A água fria

proveniente da central frigorífica é enviada à serpentina de resfriamento e desumidificação do

condicionador primário. A válvula de três vias V1 (comandada por um termostato cujo bulbo

está instalado sobre a água fria secundária) mistura uma certa vazão de água fria do circuito

primário com outra vazão de água de recirculação de forma que a superfície da serpentina dos

fan-coils se mantenha a uma temperatura constante e superior ao ponto de orvalho do ar. Para

estas condições, a válvula do circuito de água quente se mantém fechada. Quando tem início a

146

operação de inverno, a válvula V1 é posicionada de forma que não ocorra passagem de água

fria do circuito primário para o secundário. A bomba de zona recircula toda a água através do

trocador de calor (aquecedor), enquanto a válvula V2 é comandada por um termostato que

detecta a temperatura da água secundária na saída do aquecedor.

Figura 5-20: Instalação de fan-coil a dois tubos com ar primário.

Uma característica das instalações com dois fluidos é a possibilidade de resfriar alguns

ambientes e, simultaneamente, aquecer outros. A regulagem da temperatura dos ambientes

pode ser efetuada por um dos métodos descritos acima. Uma desvantagem das instalações de

fan-coils a dois tubos, com relação às de indução, é a necessidade de manutenção dos

motores dos fan-coils.

Instalações com Fan-Coil de Três Tubos e Ar Primário

Do ponto de vista do controle das condições nos espaços condicionados, esta instalação

é análoga à instalação de indução a três tubos. Portanto, a função do ar primário é a de

controlar a umidade, ventilar os ambientes e neutralizar as cargas térmicas devido à

transmissão. Cada fan-coil está conectado ao circuito de alimentação de água fria e de água

quente através de uma válvula de três vias não misturadora. Como no caso das instalações de

147

indução a três tubos, existe somente uma linha de retorno de água dos fan-coils. Dependendo

das necessidades detectadas pelo termostato de ambiente, os fan-coils são alimentados por

uma vazão variável de água fria ou, quando for o caso, por uma vazão variável de água

quente. Deste modo é possível manter o ambiente dentro de uma faixa de temperaturas que

vai dos 20 aos 27 °C, independentemente dos ambientes estarem à sombra ou sujeitos à

radiação solar.

A Figura 5-21 mostra o esquema de uma instalação de fan-coils a três tubos com ar

primário. O esquema apresentado, do ponto de vista hidráulico, é de resfriamento direto com

retorno comum. Para evitar que a temperatura da água que passa pelo evaporador da central

frigorífica diminua excessivamente, com perigo de congelamento em condições de carga

parcial, deve-se utilizar um desvio entre a impulsão e o retorno. Em condições normais de

funcionamento, a velocidade da bomba de água resfriada secundária é controlada por um

pressostato diferencial, instalado em uma das colunas, com tomada de pressão nas tubulações

de impulsão e retorno. A função deste pressostato é reduzir a rotação da bomba em condições

de carga parcial, de forma que se mantenha uma diferença de pressão constante entre as

tubulações mencionadas. Isto evita que vazões excessivas de água resfriada passem através

dos fan-coils que necessitem de frio.

Durante a partida da central frigorífica, a fim de se evitar sobrecargas, um termostato de

imersão detecta a temperatura da água na entrada do evaporador e anula o efeito do

pressostato mencionado acima, limitando a velocidade da bomba secundária de água

resfriada. A rotação da bomba secundária do circuito de água quente também é controlada por

um pressostato diferencial instalado com tomadas de pressão nas tubulações de alimentação

de água quente e de retorno, mantendo constante a diferença de pressão entre elas. Também

existe um termostato de segurança que atua na partida da central térmica.

No que se refere ao circuito de água fria, pode-se observar que o condicionador primário

recebe água à temperatura mínima (5 a 5,5 °C), enquanto a temperatura da água fria do

circuito secundário é regulada por um termostato que atua sobre as válvulas modulantes V1 e

V3. Desta maneira, mantém-se constante a temperatura da água secundária e em um nível

suficientemente elevado para evitar a condensação de umidade sobre as serpentinas dos fan-

coils. A temperatura da água quente deve ser suficiente para permitir o aquecimento dos

ambientes quando os fan-coils funcionarem à mínima velocidade. Quando a temperatura do ar

exterior aumentar, a temperatura da água quente deve ser adequadamente reduzida.

As instalações de fan-coils a três tubos podem aproveitar a água da torre de

resfriamento, ou utilizar o ar externo, como fonte de frio durante as estações intermediárias. Do

ponto de vista funcional, esta instalação deve ser considerada quando se tratar de edifícios

com grandes superfícies envidraçadas, sujeitos a sombras móveis e que necessitam de

aquecimento e resfriamento.

148

Figura 5-21: Instalação de fan-coils a três tubos com ar primário.

Instalações com Fan-Coil de Quatro Tubos e Ar Primário

Com relação à instalação descrita no item anterior, a instalação de fan-coils a quatro

tubos com ar primário (Figura 5-22) se caracteriza por um maior custo inicial e um menor custo

de operação. No que se refere ao controle das condições dos ambientes condicionados, está

instalação é semelhante à anterior. O seu funcionamento é semelhante ao da instalação de

indução a quatro tubos, substituindo-se os condicionadores de indução por fan-coils e

distribuindo-se ar primário independentemente às zonas condicionadas por meio de uma rede

de dutos separada.

Os fan-coils podem ser dotados de duas serpentinas, com válvulas de regulagem

instaladas nos circuitos de água quente e de água fria e acionadas em seqüência.

Alternativamente, podem ser equipados com somente uma serpentina com válvulas de três

vias não misturadora na entrada e desviadora na saída.

A água fria ao sair da central frigorífica é enviada diretamente à serpentina do

condicionador primário, onde a temperatura de saída do ar é entre 10 e 13 °C. A água fria do

circuito secundário é obtida misturando-se água do circuito primário com água de retorno do

circuito secundário. A temperatura desta mistura é controlada por um termostato que comanda

as válvulas V1 e V3 de forma a evitar condensação de umidade na serpentina.

149

Figura 5-22: Instalação de fan-coils a quatro tubos com ar primário.

5.5 – Sistemas Apenas Água

Utilizam como unidades terminais, na grande maioria dos casos, fan-coils (Figura 5-23).

Os fan-coils são responsáveis pelo controle total das condições dos ambientes, sendo dotados

de uma tomada de ar de recirculação e uma de ar externo (20 a 25%). No entanto, para evitar

correntes de ar incontroláveis dentro dos edifícios, devido ao vento e ao efeito chaminé, deve-

se limitar ao caso de edifícios relativamente baixos e protegidos do vento. As instalações

apenas água com fan-coils apresentam as mesmas vantagens das instalações ar-água de fan-

coils com ar primário, sendo, no entanto, de custo inicial mais baixo.

Figura 5-23: Climatizador de ar do tipo Fan-Coil.

150

5.5.1 – Instalações com Fan-Coils a Dois Tubos

Este tipo de instalação, empregado para o condicionamento de zonas perimetrais,

representa certamente a configuração mais econômica e mais difundida entre as instalações

que utilizam fan-coils. Estes condicionadores, que possuem uma tomada de ar externo,

geralmente com regulagem manual, são alimentados com água fria no verão e água quente no

inverno. A comutação do funcionamento de verão para inverno é efetuada pelo encarregado da

instalação e pode ser feita manual ou automaticamente.

O funcionamento do sistema é satisfatório quando as zonas condicionadas necessitam

somente de frio ou somente de calor, e inadequado quando alguns ambientes têm carga

positiva (necessidade de resfriamento) e outros carga negativa (necessidade de aquecimento).

Este problema é particularmente importante no caso de edifícios com grandes áreas

envidraçadas, com alguns locais expostos à radiação solar e outros à sombra, e temperaturas

externas relativamente baixas. Uma solução para este problema é o zoneamento da água de

alimentação dos condicionadores, mas somente se as áreas sombreadas são fixas.

A Figura 5-24 representa esquematicamente uma instalação de fan-coils a dois tubos

com regulagem da temperatura realizada mediante um termostato de duas posições, que pára

e coloca em funcionamento os motores dos ventiladores. Esta regulagem produz variações

significativas da temperatura no ambiente, porém proporciona um bom controle de umidade,

pois a temperatura da superfície da serpentina diminui com a diminuição de carga sensível.

Durante o verão, os fan-coils são alimentados por água fria, sendo a temperatura da água

em cada zona mantida constante pela ação de um termostato instalado na descarga da bomba.

Este termostato modula a válvula três vias V3. Durante o inverno, é feita uma comutação no

circuito hidráulico de modo que a água da central térmica chegue aos fan-coils. Um termostato

instalado na impulsão das bombas de cada zona e agindo sobre a válvula modulante V2 eleva

a temperatura da água quente à medida que diminui a temperatura externa. Os termostatos de

ambiente devem ser posicionados para operação em inverno, de forma que liguem o ventilador

dos fan-coils quando a temperatura diminuir.

Uma outra possibilidade para controlar a temperatura ambiente é apresentada na Figura

5-25. Como pode ser observado, o controle é efetuado por meio de termostatos que atuam

sobre as válvulas de duas vias, controlando a vazão de água pelas serpentinas. Este tipo de

controle exige a instalação de um desvio na bomba de circulação dos circuitos de cada uma

das zonas. Este desvio não é necessário se forem utilizadas válvulas de três vias nos fan-coils.

Quando uma zona necessita de frio a válvula V1 (duas posições) é posicionada de maneira

que toda a água de recirculação da zona passe ao circuito primário, através do evaporador,

antes de ser enviada novamente à zona. A válvula V2 permanece fechada. Quando a zona

passar ao regime de aquecimento, a válvula V1 é posicionada de forma que não passe água

do circuito primário ao circuito secundário. A bomba de zona recircula toda a água através do

151

aquecedor, e a temperatura da água quente enviada aos fan-coils é controlada por meio da

válvula V2. Os termostatos de ambiente devem ser posicionados para operação em inverno, de

forma que fechem a válvula de alimentação dos fan-coils quando a temperatura do ambiente

condicionado aumentar. Esta regulagem resulta em um adequado controle da temperatura,

porém a umidade relativa aumenta consideravelmente quando a carga sensível diminui.

Com relação ao funcionamento de verão, cada fan-coil deve ser dimensionado tomando-

se como base o calor sensível, o calor latente do ambiente, o calor total geral do espaço

condicionado e a vazão de ar externo introduzida. Durante o inverno, o fan-coil deverá ser

capaz de compensar as perdas térmicas e aquecer o ar externo até a temperatura ambiente. A

central frigorífica deve ser dimensionada para satisfazer o calor total máximo simultâneo do

edifício a condicionar.

Figura 5-24. Instalação de fan-coils a dois tubos com controle da

temperatura pelo acionamento dos ventiladores.

Figura 5-25. Instalação de fan-coils a dois tubos com controle da

temperatura pela variação da vazão de água.

152

5.5.2 – Instalações com Fan-Coils a Três Tubos

Este tipo de instalação permite superar as limitações próprias da instalação de fan-coil a

dois tubos, isto é, permite aquecer alguns ambientes e, simultaneamente, resfriar outros. Isto é

possível porque cada fan-coil pode ser alimentado com água fria ou água quente segundo as

necessidades do ambiente. O esquema apresentado na Figura 5-26 é semelhante ao

apresentado para a instalação de fan-coil a três tubos com ar primário, sendo válidas as

considerações feitas sobre a regulagem das bombas de velocidade variável por meio de

pressostatos diferenciais. No que se refere à água resfriada, pode-se observar que um desvio

assegura a vazão constante de água através da central frigorífica, mesmo em condições de

cargas parciais.

Com esse tipo de instalação, melhora-se notavelmente o controle da temperatura

ambiente em estações intermediárias com relação às instalações de dois tubos. Sua aplicação

é particularmente interessante em edifícios com grandes áreas envidraçadas sujeitos a

sombras variáveis. Para controle da umidade relativa e do suprimento de ar externo, persistem

as limitações da instalação discutida no item anterior. Entre suas vantagens, pode-se incluir a

eliminação da operação de comutação para passar do funcionamento de verão para inverno.

Figura 5-26: Instalação de fan-coil a três tubos.

5.5.3 – Instalações com Fan-Coils a Quatro Tubos

Esta instalação é idêntica à de três tubos no que se refere às suas características

funcionais, porém o circuito a quatro tubos evita as perdas devido à mistura de água quente e

água fria no circuito de retorno comum. A Figura 5-27 representa uma esquema simplificado de

153

uma instalação de fan-coils a quatro tubos. Deve-se observar que os condicionadores que

necessitam de frio são alimentados com água mantida à temperatura constante (5 a 7 °C) para

garantir que seja efetuada uma boa desumidificação, independentemente das condições de

carga. Um pressostato diferencial, com tomadas de pressão antes e depois do evaporador,

modula a válvula situada no desvio, mantendo aproximadamente constante a vazão de água

através do evaporador.

Este tipo de instalação apresenta, com relação ao anterior, um menor custo de operação,

porém com um elevado custo inicial.

Figura 5-27: Instalação de fan-coils a quatro tubos.

5.6 – Sistemas de Expansão Direta

Neste tipo de sistemas, o ar entra em contato diretamente com o evaporador do ciclo

frigorífico. Devido a sua capacidade e flexibilidade limitadas, estes equipamentos são utilizados

apenas em zonas únicas. Abaixo são discutidos os principais sistemas desta classe.

5.6.1 – Condicionadores de Janela

O sistema de climatização mais elementar é, sem dúvida alguma, o condicionador de ar

de janela (Figura 5-28). Estes aparelhos são dotados de compressor, condensador resfriado a

154

ar, dispositivo de expansão, serpentina de resfriamento e desumidificação do tipo expansão

direta, filtros e ventiladores para circulação do ar condicionado e para resfriamento do

condensador. Normalmente, o aquecimento é feito por meio de uma bateria de resistências

elétricas, muito embora possam existir aparelhos de janela que podem operar como bomba de

calor pela inversão do ciclo frigorífico. São normalmente encontrados com capacidades

variando entre 7500 a 30000 Btu/h.

Figura 5-28: Condicionador de ar de janela.

As principais vantagens dos condicionadores de janela são:

• Compactos e não requerem instalação especial;

• Fácil manutenção;

• Controle e atendimento específico de uma determinada área;

• Não ocupam espaço interno útil;

• São produzidos para aquecimento por reversão de ciclo (bomba de calor).

E as principais desvantagens são:

• Pequena capacidade;

• Maior nível de ruído;

• Não tem flexibilidade;

• Maior custo energético (kW/TR);

• Distribuição de ar a partir de um ponto único;

• Alterações na fachada da edificação.

155

5.6.2 – Sistemas Divididos

Os sistemas divididos (split air conditioners) são equipamentos que, por sua capacidade

e características, aparecem logo após os condicionadores de janela. Estes aparelhos são

constituídos por duas unidades divididas (evaporadora e condensadora) interligadas por

tubulações de cobre, através das quais circula o fluido refrigerante (Figura 5-29). São

aparelhos bastante versáteis, sendo produzidos com capacidades que variam de 7.500 a

60.000 Btu/h.

As principais vantagens dos sistemas divididos são:

• São compactos e de fácil instalação e manutenção;

• Tem grande versatilidade;

• Não interferem com fachadas;

• Distribuição de ar por dutos ou não;

• Podem operar como bomba de calor (ciclo reverso).


• Capacidade limitada;

• Procedimentos de vácuo e carga no campo.

Figura 5-29: Condicionador de ar do tipo dividido (mini-split).

156

5.6.3 – Sistemas Remotos Unitários

Os sistemas remotos unitários ou sistemas autônomos (self-contained units) possuem

capacidades maiores do que os sistemas divididos. Os sistemas autônomos são assim

chamados porque encerram em seus gabinetes todos os componentes necessários para

efetuar o tratamento completo do ar: filtragem, resfriamento e desumidificação, umidificação,

aquecimento e circulação do ar. A estes equipamentos também é possível conectar uma rede

de dutos curta para distribuição do ar a baixa velocidade. Podem ser encontrados com

capacidades variando entre 5 e 30 TR.

As principais vantagens dos sistemas autônomos são:

• Maior simplicidade de instalação;

• Em geral, menor custo por TR do que os sistemas divididos;

• Fabricação seriada com aprimoramentos técnicos constantes;

• Garantia de desempenho por testes de fábrica;

• Manutenção e reposição de peças mais eficientes e econômicas;

• Maior rapidez de instalação;

• Grande versatilidade em projetos (zoneamentos, variações de demanda, etc.).


• Não são produzidos para operar como bomba de calor;

• Requerem procedimentos habituais de vácuo e carga de gás.

Figura 5-30: Condicionador autônomo (self–contained unit).

157

5.7 – Exercícios Propostos

4. Seja um espaço condicionado mantido a 25 °C e que possui 205 kW de carga sensível e 88

kW de carga latente quando a temperatura externa é de 35 °C e a umidade relativa 40%. A

vazão de ar insuflada no ambiente é de 30 kg/s e a vazão de ar externo é de 4,5 kg/s. As

condições do ar na saída da serpentina de resfriamento são TBS = 10 °C e φ = 95 %. São

consideradas duas possibilidades para a instalação, quais sejam, um sistema com desvio

(bypass) e um sistema com reaquecimento. Com o objetivo de comparar as condições

ambientes produzidas e a potência requerida, pede-se determinar:

(h) A umidade relativa do ambiente para ambos os sistemas;

(i) A capacidade do sistema de reaquecimento;

(j) A capacidade de resfriamento para ambos os sistemas.

5. Seja uma instalação para múltiplas zonas com reaquecimento, operando ao nível do mar

em um local onde Tbs = 32 °C e Tbu = 23 °C. A vazão de ar externo corresponde a 25% da

vazão de cada zona e as características de cada uma delas são:

Zona 1: Tbs = 22 °C e φ = 40 %. Calor sensível = 80 kW e Calor latente = 20 kW

Zona 2: Tbs = 26 °C e φ = 30 %. Calor sensível = 75 kW e Calor latente = 25 kW Considerando que o ar na saída da serpentina de resfriamento se encontra saturado a 5 °C,

determinar:

(a) A vazão de ar requerida para cada zona;

(b) A capacidade da serpentina de resfriamento e desumidificação.

6. Um sistema de ar condicionado com temperatura constante e vazão variável deve ser

utilizado para condicionar os mesmos ambientes do exercício acima. As condições do ar na

saída da serpentina de resfriamento são também as mesmas do exercício anterior. Determinar

para este sistema:

(a) A vazão de ar de cada zona;

(b) A capacidade da serpentina de resfriamento.

Observar que para este sistema não é possível especificar a umidade das zonas

condicionadas. Logo, deve-se considerar somente as suas temperaturas.

158

7. Completar as tabelas a seguir relativas às caraterísticas dos sistemas de condicionamento

de ar. Algumas sugestões de palavras para preenchimento são:

Controle da temperatura: Regular / Bom / Excelente Controle da umidade: Regular / Bom / Excelente Rede de dutos: Simples / Complexa / Relativamente Complexa / Inexistente Consumo de energia: Baixo / Médio / Alto Custo inicial: Baixo / Médio / Alto Custo operacional: Baixo / Médio / Alto Controlador: Simples / Complexo / Relativamente Complexo

163

6 – MELHORIAS ENERGÉTICAS POSSÍVEIS

Em geral, as melhorias possíveis para se economizar energia em uma instalação de

condicionamento de ar podem ser agrupadas em duas categorias:

• Melhorias relativas à estrutura (ambiente ou edifício climatizado);

• Melhorias relativas ao sistema de condicionamento de ar.

6.1 – Melhorias Relativas à Estrutura

Estrutura: conjunto de elementos que configuram os edifícios ou locais servidos pelas

instalações de ar condicionado.

Podem-se então tomar medidas para minimizar ganhos ou perdas de calor por:

• Transmissão térmica;

• Insolação;

• Infiltração de ar e umidade;

• Geração interna.

6.1.1 – Transmissão Térmica

As medidas para minimizar ganhos ou perdas de calor por transmissão envolvem:

• Aplicar isolamento nos telhados, forros falsos e paredes. Esta medida reduz o

consumo de energia, porém necessita de uma análise econômica detalhada.

• Sempre que possível, ventilar os espaços vazios embaixo dos telhados (sótãos).

• Instalar vidros duplos em lugar de vidros simples. Esta solução é extremamente

importante para sistemas de calefação.

6.1.2 – Insolação

As medidas para minimizar ganhos de calor por insolação envolvem:

• Utilizar, se possível, telhados de cor clara.

• Instalar vidros reflexivos ou películas plásticas nas janelas de vidro. É importante

avaliar o efeito desta medida sobre a iluminação natural; deve-se chegar a um ponto

ótimo entre o consumo de energia para climatização e para iluminação.

• Instalar persianas exteriores ou brises, nas janelas dos ambientes climatizados. Para

este item também vale a afirmação anterior quanto ao consumo de energia do

sistema de iluminação.

• Revestir com material opaco as janelas que não estejam contribuindo efetivamente

para a iluminação natural.

164

6.1.3 – Infiltração de Ar e Umidade

As medidas para minimizar ganhos de calor por infiltração de ar e umidade envolvem:

• Verificar a vedação de portas e janelas, e se possível, instalar juntas de vedação.

• Substituir vidros quebrados e corrigir imperfeições nas vedações dos mesmos

(reaplicar a massa de vedação/sustentação, caso necessário).

• No caso de portas com duas folhas, reduzir o máximo possível a fresta entre as

folhas.

As medidas para minimizar ganhos de calor por geração interna envolvem:

• Manter os níveis de iluminação do ambiente dentro do mínimo recomendado por

norma.

Exemplo 6-1: Um ambiente cuja transmissão de calor pelo teto é de 18 TR é coberto por uma

laje de concreto de 18 cm de espessura. Estimar a redução da carga térmica deste ambiente

considerando que será aplicado um isolamento de isopor de 2,5 cm de espessura sobre a laje.

Solução: Teto sem isolamento: Cmh

kcal28,3U 2sem o=

Teto com isolamento: Cmh

kcal07,1U 2com o=

326,028,307,1

TAUTAU

qq

eqvtetosem

eqvtetocom

sem

com ==Δ

Δ=

Proporcionalmente às 18 TR, a redução do aporte de calor pelo teto será de:

)h/kcal17841(TR9,5326,0x18qcom ==

Considerando que o sistema opera 10 h/dia, 22 dias/mês e 12 meses/ano e que o

resfriador (“chiller”) tem eficiência de 0,85 kW/TR, a redução no consumo será:

anokWh13240

TRkW85,0TR9,5

anomês12

mêsdia22

diah10Consumo.dRe ==

Se a tarifa de energia elétrica é de 0,118 R$/kWh, tem-se uma economia de:

ano

$R1562kWh

$R118,0anokWh13240Economia ==

165

Observações:

1. A redução do consumo foi estimada para o valor de projeto da carga térmica. Um cálculo

detalhado deveria levar em consideração as variações da carga (temperatura externa) ao

longo do ano.

2. A eficiência do resfriador considerada refere-se a um equipamento antigo. Em um caso

real, deve-se consider a máquina da instalação em questão.

Exemplo 6-2: Um edifício de cinco andares (600 m2/andar) tem uma taxa média de iluminação

de 20 W/m2. Estimou-se que cerca de 70% da iluminação pode ser desligada no período pós-

expediente, isto é, das 18 às 22h. Estimar a economia de energia do sistema de

condicionamento de ar oriunda da redução da iluminação.

Solução: 22 m3000andares5andar/m600adaminIluÁrea ==

TR9,11W4200070,0mW20m3000TérmicaaargCducRe 2

2 ===

Considerando que o sistema opera 22 dias/mês e 12 meses/ano e que o sistema de

condicionamento de ar utiliza um resfriador com eficiência de 0,8 kW/TR, tem-se:

anokWh10053

TRkW80,0TR9,11

anomês12

mêsdia22

diah4Consumo ==


ano

$R1186kWh


Exemplo 6-3: A otimização do sistema de iluminação de um edifício fará a taxa média de

iluminação passar de 33 W/m2 para 21 W/m2. O edifício tem 9300 m2 de área total. Estimar a

economia de energia do sistema de condicionamento de ar oriunda da otimização do sistema

de iluminação.

Solução: TR7,31W600.111mW)2133(m9300TérmicaaargCduçãoRe 2

2 ==−=

Considerando que o sistema opera 10 h/dia, 22 dias/mês e 12 meses/ano e que o sistema

possui um resfriador novo com eficiência de 0,6 kW/TR, a redução do consumo será de:

166

anokWh8,50212

TRkW6,0TR7,31

anomês12

mêsdia22

diah10ConsumoduçãoRe ==


ano

$R5925kWh

$R118,0anokWh8,50212Economia ==

6.2 – Melhorias Relativas ao Sistema de Condicionamento de Ar

Os sistemas de condicionamento de ar são constituídos por instalações e equipamentos

mecânicos (ventiladores, bombas, tubulações, dutos, etc) e elétricos (motores de potência,

manobra e regulagem). Devem ser analisados todos os componentes, mecânicos e elétricos,

antes de se efetuar modificações pois certas modificações podem aumentar o consumo de

energia.

As melhorias relativas ao sistema de condicionamento de ar podem ser divididas em três

classes:

• Melhorias relativas ao projeto do sistema;

• Melhorias relativas à operação do sistema;

• Melhorias relativas à manutenção do sistema;

6.3 – Projeto do Sistema

• Estabelecer um zoneamento correto da edificação, utilizando sistemas distintos para

as zonas perimetrais (muito afetadas pelas variações climáticas) e para as zonas

interiores (mais afetadas cargas de geração interna, notadamente iluminação e

ocupação).

• Diminuir a vazão de ar exterior de renovação até o valor mínimo permissível para

satisfazer os critérios de ventilação.

• Utilizar água de condensação para alimentar as serpentinas de reaquecimento dos

sistemas de climatização.

• Utilizar água de condensação para pré-aquecer o ar externo no inverno.

• Utilizar a água dos sistemas de condensação dos equipamentos frigoríficos para pré-

aquecer a água quente de uso sanitário ou industrial.

• Se existir vapor à alta pressão disponível, analisar a possibilidade de utilização de

turbinas para acionar bombas e ventiladores. Aproveitar o condensado do vapor para

pré-aquecer a água da serpentina de aquecimento.

167

• Considerar a utilização de resfriamento evaporativo do ar para a climatização de

ambientes que o permitam.

• Verificar se as dimensões dos tanques de expansão são adequadas. Tanques

subdimensionados provocam a perda de água resfriada.

• Desligar os ventiladores de extração de zonas não ocupadas e manter a vazão

destes ventiladores dentro dos valores estabelecidos em projeto (valor mínimol).

• Utilizar motores elétricos de potência adequada. Motores elétricos

superdimensionados trabalham com rendimento baixo.

• Fazer com que os ventiladores de extração de banheiros e lavabos funcionem

somente quando estejam ocupados. Isto pode ser realizado conectando-se os

ventiladores ao interruptor de iluminação.

• Adequar a classe dos filtros de ar às exigências da instalação. Normalmente, filtros

mais finos (classes maiores) provocam maior perda de carga, requerendo mais

energia do ventilador.

• Analisar a possibilidade de aumentar a área dos filtros de ar para diminuir sua perda

de carga.

• Analisar a possibilidade de substituição de equipamentos de calefação elétricos por

outros que trabalhem com um fluido quente.

• Utilizar um sistema de tratamento de água adequado, diminuindo assim as

incrustações nas tubulações, trocadores de calor, etc.

• Ajustar o diâmetro dos rotores das bombas para compatibilizar seu funcionamento

coma as necessidades dos circuitos.

6.3.1 – Operação do Sistema

• Estudar e otimizar o horário de partida e parada dos sistemas de climatização.

• Desligar todos os sistemas quando não vão realmente ser utilizados.

• Fechar as tomadas de ar exterior quando os sistemas não forem utilizados.

• Quando do comissionamento da instalação, ou mesmo em intervalos regulares,

determinar o valor das infiltrações de ar externo. Estas podem constituir uma

porcentagem importante da vazão mínima de ar de renovação, podendo-se então

diminuir a vazão introduzida mecanicamente.

• Ajustar a temperatura da água resfriada e da água quente de acordo com as

necessidades reais da aplicação.

168

• Diminuir as vazões de água gelada e quente, até os valores mínimos possíveis.

• Pôr em marcha elementos auxiliares do sistema de condicionamento de ar somente

quando realmente necessários.

6.3.2 – Manutenção do Sistema

• Minimizar as fugas de ar dos dutos.

• Verificar os registros (“dampers”) para garantir que sejam mínimos os vazamentos

quando estiverem completamente fechados.

• Isolar tubulações e dutos que passam por espaços não condicionados e/ou não

ocupados.

• Reparar todos os isolamentos em mau estado de conservação.

• Manter limpos os filtros das tubulações de água gelada e quente.

• Verificar se os purgadores de ar dos circuitos hidráulicos estão funcionando

corretamente. A presença de ar nas tubulações aumenta o consumo de energia.

• Identificar e reparar todas as fugas de fluidos existentes (ar, água quente, água

gelada, refrigerante, óleo, etc).

• Manter ajustado o sistema de purga do circuito de água das torres de resfriamento,

evitando a perda excessiva de água e produtos químicos.

• Estabelecer um programa cuidadoso de manutenção dos filtros de ar de modo que

estes estejam sempre estejam em ótimas condições.

• Manter limpos evaporadores, serpentinas de água e condensadores.

Exemplo 6-4: Calculou-se a vazão de ar de renovação para 100 pessoas em um escritório em

2500 m3/h, e a carga térmica correspondente em 25.000 kcal/h (8,3 TR). Sabendo que o

gerente de manutenção mediu na tomada de ar externo a vazão de 3060 m3/h, estimar o

consumo em excesso do equipamento de condicionamento de ar.

Solução:

A vazão em excesso corresponde a: h/m56025003060 3=−

Proporcionalmente aos 8,3 TR, este excesso de vazão corresponde a uma carga de:

)h/kcal5622(TR86,13,82500560

=⋅

169

Considerando que o sistema opera 10 h/dia, 22 dias/mês e 12 meses/ano, e que o

sistema de condicionamento de ar utiliza um resfriador antigo, cuja eficiência é de 1,3 kW/TR, o

excesso de consumo será de:

anokWh6383

TRkW3,1TR86,1

anomês12

mêsdia22

diah10Consumo ==

Se a tarifa de energia elétrica é de 0,118 R$/kWh, a economia possível pela correção da

vazão de renovação é:

ano

$R753kWh


Observações

1. A carga térmica em excesso foi estimada para valores extremos, sendo que um cálculo

detalhado deveria levar em consideração as variações de temperatura ao longo do ano.

2. A eficiência do resfriador refere-se a um equipamento antigo, devendo ser considerada a

máquina do caso em análise.

Exemplo 6-5: Verificou-se que uma instalação de condicionamento de ar tem suas unidades

serpentina-ventilador (“fan-coil”) operando com uma vazão de 23.000 m3/h. Durante três meses

de um ano, os filtros destas unidades estiveram sujos, causando um aumento da perda de

carga de 10 mmCA (0,1 kPa). Estimar o consumo adicional de energia destes equipamentos e

a economia que poderia ter sido efetuada pela sua limpeza.

Solução: A potência do ventilador necessária para compensar o excesso de perda de carga

pode ser estimada por:

750

hQW l= (6.1)

onde: W potência, kW.

Q vazão, em l/s. hl perda de carga, em kPa.

Para o exemplo: sl63888

sh

36001

ml1000

hm230000Q 3

3==

kW51,8750

1,063888W ==

170

Considerando que o sistema opera 10 h/dia, e 22 dias/mês, tem-se:

anokWh5622kW51,8

anomês3

mêsdia22

diah10Consumo ==

Se a tarifa de energia elétrica é de 0,118 R$/kWh, a despesa em excesso pela não

limpeza dos filtros foi de:

ano

$R40,663kWh

$R118,0anokWh5622ExcessoemDespesa ==

6.4 – Melhorias por Tipo de Sistema de Ar Condicionado

6.4.1 – Sistemas Com Vazão de Ar Variável (VAV)

Como descrito anteriormente, os sistemas VAV podem fornecer ar aquecido ou

refrigerado, à temperatura constante, para todas as zonas servidas. Caixas VAV terminais,

localizadas em cada zona, controlam a vazão insuflada no ambiente em função da sua carga

térmica. Como medidas para a redução do consumo de energia destes sistemas podem ser

citadas:

• Reduzir o volume total de ar tratado pelo sistema até o mínimo satisfatório;

• Reduzir a temperatura da água quente e aumentar a temperatura da água fria de

acordo com os requerimentos do sistema;

• Trabalhar com temperaturas do ar refrigerado não inferior à necessária para

satisfazer a zona com carga térmica máxima;

• Instalar controles de pressão estática, aumentando assim a eficiência da operação

(regulagem) dos registros (dampers) de desvio;

• Instalar registro de regulagem da sucção do ventilador, caso não exista.

6.4.2 – Sistemas Com Vazão Constante (VAC)

A maioria dos sistemas com vazão de ar constante faz parte de um outro sistema, por

exemplo, um sistema duplo duto, ou são sistemas usados para fornecer a vazão exata de ar

insuflado. As oportunidades para a redução do consumo de energia destes sistemas são:

• Determinar e utilizar a mínima vazão de ar necessária para atender as cargas

térmicas;

• Investigar a possibilidade de conversão destes sistemas para vazão de ar variável.

171

6.4.3 – Sistemas de Indução

Estes sistemas fornecem ar primário à alta velocidade para os condicionadores de

indução instalados nas diferentes zonas. Nestes condicionadores, o ar primário é descarregado

através de bocais, induzindo o escoamento do ar do ambiente através de serpentinas de

aquecimento ou resfriamento. Como métodos para a redução do consumo de energia destes

sistemas podem ser citados:

• Fixar a vazão de ar primário em valores iguais aos de projeto quando for efetuado o

balanceamento da instalação;

• Inspecionar os bocais. Verificar se houve alargamento dos orifícios dos bocais em

decorrência da utilização. Se houve alargamento, balancear novamente a quantidade

de ar primário. Manter os bocais limpos a fim de evitar perda de carga excessiva;

• Manter a temperatura da água fria no máximo valor possível durante o período de

resfriamento;

• Considerar a utilização de ajuste manual da temperatura do ar primário durante o

aquecimento em vez de ajuste automático em função das condições externas.

6.4.4 Sistemas Duplo Duto

O condicionador central dos sistemas duplo duto fornece ar aquecido ou refrigerado,

ambos à temperatura constante. Cada zona é servida por dois dutos, um com ar quente e outro

com ar refrigerado, que alimentam uma caixa de mistura onde as duas correntes se juntam em

proporções adequadas para compensar a carga térmica da zona em questão. Como medidas

para a redução do consumo de energia podem ser citadas:

• Reduzir a temperatura do ar quente e aumentar a temperatura do ar refrigerado.

• Reduzir a vazão de ar para todas as caixas de mistura ao nível mínimo aceitável.

• Quando não existirem cargas de resfriamento, fechar o duto de ar frio e desligar o

sistema frigorífico. Operar o sistema como se fosse constituído de um único duto,

reduzindo assim a vazão de ar e economizando energia.

• Quando não existirem cargas de aquecimento, fechar o duto de ar quente e desligar

o sistema de aquecimento. Operar o sistema como se fosse constituído de um único

duto.

6.4.5 – Sistemas de Zona Única

Um sistema de zona única é aquele que fornece ar aquecido ou refrigerado para uma

única zona, isto é, um ou mais recintos controlados por um único termostato. O condicionador

de ar pode estar instalado dentro da própria zona ou fora desta em local apropriado, e o ar

172

pode ser insuflado diretamente no ambiente ou distribuído por dutos curtos. Pontos que podem

resultar em redução do consumo de energia são:

• Reduzir a vazão de ar ao valor mínimo necessário, se o sistema assim permitir,

reduzindo-se assim a potência requerida do ventilador. Uma vez que a potência do

ventilador varia com o cubo da vazão, 10% de redução da vazão correspondem a

27% de redução na potência do ventilador.

• Aumentar a temperatura de insuflamento durante o verão e reduzi-la durante o

inverno.

• Remover a serpentina de aquecimento e utilizar a serpentina de resfriamento para

fornecer tanto resfriamento como aquecimento por meio da mudança da tubulação

de água (fria ou quente). Isto resulta em economia de energia de duas formas: (a)

Redução da perda de carga do sistema e conseqüente economia de energia no

ventilador; (b) Uma vez que as dimensões das serpentinas de resfriamento são muito

maiores do que as de aquecimento, é possível trabalhar com temperaturas menores

da água quente. Deve-se observar, porém, que a remoção da serpentina de

aquecimento não é recomendada se o controle de umidade é crítico na zona

considerada.

6.4.6 - Sistemas com Reaquecimento Terminal

Nestes sistemas, o condicionador central fornece ar a uma dada temperatura para todas

as zonas servidas pelo mesmo. Paralelamente, serpentinas de reaquecimento, instaladas em

cada zona, aquecem ar primário em função da carga térmica da zona considerada. As

oportunidades para a redução do consumo de energia destes sistemas residem em:

• Redução da vazão de ar para sistemas com zona única ou até a vazão mínima para

satisfazer todas as zonas;

• Se for necessário um controle preciso da temperatura e da umidade nas zonas,

deve-se reduzir a temperatura e a vazão de água da serpentina de reaquecimento

aos valores mínimos necessários;

• Se não for necessário um controle preciso de umidade e temperatura, deve ser

analisada a possibilidade de conversão do sistema para VAV, eliminando-se as

serpentinas de reaquecimento.

6.5 – O Ciclo Economizador

O conceito básico de ciclo economizador é a utilização de ar externo para resfriamento

quando as condições ambientais assim permitirem. Há diversos parâmetros que devem ser

173

avaliados antes de se decidir pela implantação de um ciclo economizador. Entre estes

parâmetros estão:

• Clima;

• Ocupação da edificação;

• Zoneamento da edificação;

• Compatibilidade do economizador com outros sistemas;

• Custo de sua implantação (custo inicial).

Para se efetuar o resfriamento utilizando-se ar externo, geralmente necessita-se de um

ventilador de retorno adicional e de equipamentos de controle para o economizador. Uma vez

que o ar externo encontra-se com baixa umidade, o sistema de umidificação também será

sobrecarregado; portanto, a utilização de economizadores deve ser cuidadosamente avaliada,

levando em consideração sua aplicação especifica.

6.6 – Controle pela Temperatura de Bulbo Seco

O ciclo economizador controlado por temperatura é ativado quando a temperatura

externa de bulbo seco for inferior a um determinado valor. Um exemplo de controle da vazão

de ar de renovação em função da temperatura externa é dado a seguir. A Figura 6-1 mostra um

sistema de zona única e Figura 6-2 mostra esquematicamente o sistema de controle da vazão

de ar externo a ser insuflado nesta zona. Uma possível estratégia de controle seria (Figura

6-3):

Tcomp < - 31 °C → porcentagem mínima de ar externo (TA < 13 °C)

(ar de renovação)

Tcomp < 13 °C → controle dos registros de modo a manter TA ≈ 13 °C

13 °C < Tcomp < 24 °C → 100% de ar externo

Tcomp > 24 °C → porcentagem mínima de ar externo

(ar de renovação)

A operação deste ciclo pode ser automatizada instalando-se registros de ar externo

dimensionados para 100% da vazão insuflada e controles locais que, durante um eventual

aumento da temperatura do ambiente condicionado, abrirão primeiramente estes registros.

Após isto, um aumento adicional da temperatura do ambiente climatizado provocará o

acionamento do sistema de resfriamento (serpentinas de expansão direta ou água resfriada).

174

Figura 6-1: Sistema de zona única.

Figura 6-2: Controle do ar externo.

Figura 6-3: Estratégia de controle da vazão de ar externo.

175

Figura 6-4: Ciclo economizador por temperatura com controle da temperatura de mistura.

Figura 6-5: Ciclo economizador por temperatura com controle da temperatura da água.

No sistema mostrado na Figura 6-4, que é bastante comum, os registros de ar externo e

de retorno são modulados de forma que a temperatura de mistura seja constante. Na Figura

6-5, o controlador atua seqüencialmente sobre os registros de ar externo e de retorno e sobre a

válvula de água resfriada. Este último método é melhor, pois reduz a carga sobre a serpentina

de resfriamento e desumidificação.

6.6.1 – Controle pela Entalpia

Em situações onde a transferência de calor latente requerida da unidade condicionadora

seja significativa, o controle baseado apenas na temperatura não é o mais adequado do ponto

de vista da economia de energia. Isto se dá em aplicações onde a umidade relativa deva ser

mantida baixa ou a carga latente seja elevada. O controle da vazão de ar externo baseado na

entalpia é mostrado na figura abaixo, onde a temperatura de ajuste é 24 °C.

• Região X: o controle por temperatura admitiria 100% de ar externo apesar da

umidade elevada.

176

• Região Y: o controle por temperatura utilizaria ar de recirculação embora a utilização

de 100% de ar externo implicasse em uma carga de refrigeração menor.

O controle por entalpia da vazão de ar externo permite maior economia de energia devido

à maior precisão na mudança de regime de resfriamento, exceto para os climas bastante

secos. A carga térmica aplicada à serpentina de resfriamento é função da entalpia do ar na

entrada da mesma e a entalpia, por sua vez, é uma função da temperatura de bulbo seco e da

umidade relativa do ar (ou temperatura de orvalho). Obviamente, o controle pela entalpia é

mais complexo e exigiria a monitoração da temperatura e umidade do ar.

O controlador de entalpia mede a temp. de bulbo seco e a umidade relativa do ar externo

e do ar no duto de retorno, determinando as suas respectivas entalpias. Em seguida, determina

qual fonte de ar resultará na menor carga térmica sobre a serpentina de resfriamento. Se o ar

externo representa a menor carga, o controlador habilita o ciclo economizador. Da mesma

forma que no sistema da seção anterior, o controlador da Figura 6-7 atua seqüencialmente

sobre os registros de ar externo e de retorno e sobre a válvula de água resfriada.

Figura 6-6: Controle da vazão de ar externo baseada na entalpia.

Figura 6-7: Ciclo economizador por entalpia com controle da temperatura da água resfriada.

177

6.7 – Resfriamento Evaporativo

Genericamente, resfriamento evaporativo ocorre quando algum meio ou produto cede

calor para água se evapore. A evaporação é um processo endotérmico, isto é, demanda calor

para se realizar. Esta transferência de calor pode ser forçada (quando o calor é fornecido) ou

induzida (quando são criadas condições para que a água retire calor do meio). Um exemplo

bastante conhecido de resfriamento evaporativo é a torre de resfriamento, na qual uma parcela

de água é induzida a se evaporar, retirando calor da água remanescente, que se resfria por

ceder este calor. No resfriamento evaporativo de ar, o mesmo princípio é utilizado: o ar cede

energia (calor) para que a água evapore, resultando numa corrente de ar mais fria à saída do

resfriador.

O ar atmosférico é uma mistura de ar seco e vapor de água. Para uma dada condição de

temperatura e pressão, esta mistura tem capacidade de conter uma quantidade máxima de

vapor d’água (ar saturado = 100% de umidade relativa). Na atmosfera, esta condição de ar

saturado só é observada durante e logo após uma chuva. Normalmente o ar se encontra não

saturado (UR<100%) e, portanto, apto a absorver mais umidade. Quanto mais seco o ar

(menor UR), maior a quantidade de vapor de água que pode ser absorvida. Para que haja esta

absorção, é necessário que a água utilizada passe da fase líquida para a fase vapor. Esta

mudança de fase demanda uma quantidade de energia que é retirada do meio, no caso o ar,

resfriando-o. Existe um princípio básico nas reações físico-químicas segundo o qual quanto

maior a superfície de contato entre os reagentes, maior a velocidade da reação. Assim sendo,

deve-se procurar aumentar a área de contato entre a água e o ar. Como o ar já se encontra

diluído e ocupando todos os espaços disponíveis, a água é que deve ser pulverizada para

aumentar a dispersão.

Uma maneira de aumentar a área de contato é forçar a água através de chuveiros e

sprays (atomizadores). São métodos bastante eficientes, que atingem elevados índices de

umidificação e abaixamento de temperatura. Recomenda-se, no entanto, que este tipo de

umidificação seja efetuado dentro do resfriador. Quando lançada no ambiente, mesmo que

micro-pulverizada, a água pode encontrar uma região já saturada, o que fará com que não seja

absorvida pelo ar e se precipite, molhando o que estiver em seu caminho até o solo. Mesmo

instalações com umidistatos e válvulas solenóides, que cortam o fluxo de água quando

determinada umidade relativa é atingida, tendem a gotejar nos bicos até a estabilização da

pressão de água no sistema.

Outra solução é utilizar superfícies de contato, isto é, utilizando materiais com elevada

superfície exposta. A água é distribuída na parte superior de colméias (ou mantas) e desce por

canais pré-formados ou aleatórios, molhando todo o meio. O ar atravessa transversalmente a

colméia (ou manta), entrando em contato íntimo com o meio úmido e absorvendo água até bem

próximo da saturação. As principais vantagens deste método são:

178

• A parte molhada do sistema fica restrita ao equipamento;

• Nunca se ultrapassa o ponto de saturação, pois o ar só absorve a umidade que pode

comportar, deixando no equipamento a água excedente;

• Este processo realiza ainda uma lavagem do ar, retendo poeira e sujeira na colméia,

que são continuamente lavadas pela água excedente.

• Entre as desvantagens dos sistemas evaporativos, podem ser citadas:

• Resultam em maior variação da temperatura do ambiente condicionado, que podem

não ser aceitáveis pelos ocupantes.

• Dependendo do tipo de instalação, a vazão de ar externo pode variar em função das

condições externas.

• Não é um sistema eficiente para climas quentes e úmidos.

Os resultados globais atingidos por qualquer dos sistemas acima descritos dependem

ainda do fluxo do ar. É necessária a adequação da vazão e velocidade para que se obtenham

as melhores condições ambientais. Estas considerações são normalmente levadas em conta

pelos fabricantes dos equipamentos.

O sistema evaporativo tem aplicação em quase todo tipo de ambiente, com uma gama de

utilizações muito mais abrangente do que o ar condicionado e a ventilação tradicionais. Assim

sendo, de pequenos a grandes espaços, de áreas pouco povoadas a grandes adensamentos,

de locais com baixa carga térmica a grandes geradores de calor, de áreas de lazer a locais de

trabalho, todos podem se beneficiar das vantagens do resfriamento evaporativo. Há ainda

aqueles ambientes em que a manutenção de elevada umidade relativa é requisito das

condições do processo industrial. Em tais ambientes, dependendo da umidade desejada, pode

ser utilizada renovação de ar total, parcial ou mesmo nula.

6.8 – Controle e Regulagem

Algumas medidas envolvendo o controle e a regulagem da instalação de climatização

que podem resultar em redução no consumo de energia são:

• Proteger os termostatos e outros sensores para evitar sua manipulação por pessoas

não autorizadas.

• Instalar os termostatos longe dos locais que sofrem grande influência de focos de

calor ou frio.

• Sempre que possível, instalar controles de temperatura ambiente em cada um dos

locais climatizados.

179

• Manter os sensores limpos.

• Avaliar a possibilidade de trocar as válvulas de três vias por válvulas de duas vias,

instalando-se um sistema de bombeamento com velocidade variável.

• Avaliar a possibilidade de instalação de termostatos de controle flutuante, permitindo

que a temperatura ambiente flutue entre margens relativamente amplas.

6.9 – Uso de Motores Eficientes

A eficiência de um motor elétrico é dada por:

Entrada.PotSaída.Pot

=η (6.2)

Os sistemas de condicionamento de ar utilizam uma grande quantidade de motores:

bombas, torres de resfriamento, unidades ventiladoras (“fan coils”), etc. Dependendo da

potência e idade, os rendimentos típicos dos motores podem variar na faixa de 75 a 95%,

sendo os 5 a 25% de potência restantes perdidos internamente no motor. A instalação de

motores bem dimensionados e mais eficientes reduz o consumo de energia. Na tabela abaixo é

feita uma comparação entre motores “padrão” e de “alto rendimento”.

Tabela 6-1: Eficiência de motores elétricos padrão e de alto rendimento

HP Efic. Motor Padrão Efic. Alto de Rendimento

5 83,3 89,5

7,5 85,2 91,7

10 86,0 91,7

15 86,3 92,4

20 88,3 93,0

30 89,5 93,6

40 90,3 94,1

50 91,0 94,5

60 91,7 95,0

75 91,6 95,4

100 92,1 95,4

Em ocasiões de troca de motores, principalmente aqueles de grandes potências e que

operam continuamente, deve-se considerar a possibilidade de adquirir motores de alto

rendimento. Para uma mesma potência de saída, a redução no consumo de energia é dada

por:

180

Tempo11Saída.PotConsumo.DifARPad

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛η

−η

= (6.3)

Exemplo 6-6: Seja um motor de 100 hp padrão. Estimar a redução no consumo de energia

oriunda de sua troca por um motor de alto rendimento.

Solução: Para funcionamento contínuo durante um ano (8760 h), e sendo 1 hp = 745 W,

horas8760954.01

921.01W74500ConsumoDif ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛ −=

kWh24511ConsumoDif =

Considerando que a tarifa da energia elétrica é de R$ 0,10/kWh, a economia será de R$

2.451 / ano. Com esta redução no consumo, pode-se calcular o tempo de retorno do

investimento (troca de motor não eficiente, por outro eficiente).

6.10 – Uso de Inversores de Freqüência (VSD)

Em geral, um sistema de condicionamento de ar não opera à plena carga e, nestas

situações, as vazões de ar e de água resfriada são diminuídas. Para a redução da vazão,

normalmente se realiza um estrangulamento do fluxo por meio de válvulas e registros. Isto

implica em consideráveis perdas de energia, pois primeiramente ventiladores e bombas

introduzem energia na corrente fluida que depois é perdida como perda de carga no

estrangulamento.

Os inversores de freqüência são dispositivos eletrônicos que atuam sobre a freqüência da

corrente dos motores, permitindo a alteração da sua rotação e, conseqüentemente, da vazão

sem a necessidade de estrangulamento da corrente fluida. Isto é,

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛α

BRPMARPM

BVazãoAVazão (6.4)

Por outro lado, a potência varia com o cubo da rotação de modo que a redução na

potência consumida é dada por.

3

BRPMARPM

BHPAHP

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛α (6.5)

181

Os sistemas VAV e de bombeamento já utilizam largamente inversores de freqüência.

Estudos realizados nos EUA têm mostrado que os uso destes dispositivos pode economizar

até 52% de energia. A seguir, é mostrada uma tabela com custo instalado (nos EUA) de VSD

para diversas potências. A Figura 6-8 mostra a variação da potência de um ventilador

centrífugo em função da vazão para vários mecanismos de controle.

Tabela 6-2: Custo estimado de inversores de freqüência

Potência [hp] Custo Instalado [U$] 5 2.975 10 3.575 30 7.225 50 11.100

Figura 6-8: Comparação entre diversos sistemas de controle de ventiladores centrífugos.

6.11 – Rendimentos dos Equipamentos de Condicionamento de Ar

Conforme visto anteriormente, o rendimento de um equipamento frigorífico pode ser

expresso pelo seu COP, “EER” ou em kW/TR. O índice EER é expresso em Btu/h/Watts,

representando a relação entre o efeito útil e a quantidade de trabalho requerida para produzi-lo.

A relação entre EER e kW/TR é:

EER12

TRkW

= (6.6)

A seguir, são mostradas tabelas com valores típicos de EER para diversos tipos de

equipamentos (1 Btu/h = 0,252 kcal/h). Contudo, estes valores devem ser utilizados apenas

como referência. Em aplicações específicas, valores mais precisos devem ser obtidos dos

fabricantes.

182

Tabela 6-3: Aparelhos de janela. Capacidade (Btu/h) Compressor EER

7.000 Alternativo 7,5 10.000 Alternativo 8,0 12.000 Alternativo 7,9 15.000 Alternativo 7,9 18.000 Rotativo 9,5 21.000 Rotativo 7,6 30.000 Rotativo 9,7

Tabela 6-4 – Compressor Alternativo x Rotativo (Tecumseh, 2006).

Rotativo Alternativo Capacidade [Btu/h] 7200 7000

Colindrada [cm3] 10,23 13,24 Potência Elétrica [W] 665 903 Corrente Nominal [A] 3,12 4,24

EER [Btu/W.h] 10,81 7,75

Tabela 6-5 – Aparelhos de Janela.

Capacidade (Btu/h) Compressor EER Compressor EER

5000-9000 Rotativo 9,43 Alternativo 7,85

10000-18000 Rotativo 9,57 Alternativo 9,03

21000-30000 Rotativo 9,19 Alternativo 8,68 Obs: Aparelhos com compressores rotativos para exportação para o mercado americano têm, em ordem crescente de capacidade, eficiências de 9,56, 9,94 e 8,88.

Tabela 6-6: Aparelhos divididos (Splits)

Tipo Sigla Cap Btu/h Compressor EER Air Split High Wall 12000 Altern/rotat 7,0 Air Split 38PQ/PX012 12000 Altern/rotat 6,8 Air Split 38PV//PW018 18000 Altern/rotat 8,0 Air Split 38PV/PW024 24000 Altern/rotat 6,7 Air Split 38PV/PW030 30000 Altern/rotat 7,1 Air Split 38MSF/CR 40000 Altern/rotat 7,2 Multisplit 38/40MS 233 39683 Altern/rotat 8,6 Multisplit 38/40MS 383 39683 Altern/rotat 7,2 Air Split 38MR 233 39683 Altern/rotat 9,1 Air Split 38MR 383 39683 Altern/rotat 9,1 Splitão 40MSA 60000 Scroll 11,3 Splitão 40MSA 90000 Scroll 13,0

Obs: A proporção de equipamentos com compressor rotativo é de 30%. As eficiências mencionadas são as médias.

183

Tabela 6-7: Unidades autônomas (self contained).

Tipo Sigla Cap Btu/h Compressor EER

Cond. a água 50 BR 006 73200 Scroll 11,62





Cond. a ar 50 BX 006 61200 Scroll 7,37





Cond. a ar remoto 50 BZ 006 6100 Scroll 7,85





Tabela 6-8: Centrífugas (chillers).

Sigla Cap Btu/h Compressor EER

19 XL 3600000 Centrifugo 17,91 a 20,0

19 XL 4200 000 Centrifugo 17,91 a 20,0

19 XL 4800000 Centrifugo 17,91 a 20,0

19 XL 5400000 Centrifugo 17,91 a 20,0

19 XL 6000000 Centrifugo 17,91 a 20,0

23 XL 1 920 000 Centrifugo 17,65 a 18,75

23 XL 2160000 Centrifugo 17,65 a 18,75

23 XL 2400000 Centrifugo 17,65 a 18,75

23 XL 2760000 Centrifugo 17,65 a 18,75

23 XL 3000000 Centrifugo 17,65 a 18,75

184

Tabela 6-9: Resfriadores (chiller) — Brisola, 1995.

Sigla Cap BTU/h Compressor EER

39 GN 040 430800 Alternativo 9,64

39 GN 045 499200 Alternativo 9,47

39 GN 050 604800 Alternativo 9,72

39 GN 060 759600 Alternativo 9,47

39 GN 080 982800 Alternativo 9,54

39 GB 100 1195200 Alternativo 9,98

39 GB 045 549600 Alternativo 10,23

39 GB 055 638400 Alternativo 9,97

39 GB 060 716400 Alternativo 9,40

39 GB 075 932400 Alternativo 9,47

39 GB 100 1227600 Alternativo 9,48

39 GB 125 1574400 Alternativo 9,50

39 GB 150 1926000 Alternativo 9,66

39 GB 175 2155200 Alternativo 9,42

39 GB 200 2395200 Alternativo 9,29

Outra fonte de dados sobre eficiência de equipamentos de condicionamento de ar é o

INMETRO. Por meio do Programa Brasileiro de Etiquetagem (PBE), o INMETRO fornece aos

consumidores informações que permitem avaliar o consumo de energia dos equipamentos e

adquirir aqueles de maior eficiência. O selo do Prêmio Nacional de Conservação e Uso

Racional de Energia do Procel é concedido anualmente como forma de incentivo aos

fabricantes de equipamentos que tenham obtido classificação “A” do PBE. As tabelas com as

classificações do Procel são dadas abaixo; informações mais atualizadas e completas podem

ser obtidas no endereço do INMETRO (http://www.inmetro.gov.br/consumidor/tabelas.asp).

185

6.12 – Troca dos Resfriadores de Líquido

O momento da troca dos resfriadores de líquido (chillers) deve ser motivo de estudos

detalhados. Em geral, equipamentos com mais de 20 anos devem ser substituídos, uma vez

que já apresentam grau de obsolescência razoável e um nível de desgaste apreciável

(controles, compressores, tubos de trocadores, etc). Não se deve necessariamente fazer a

troca por outro de mesma capacidade, pois muitas vezes os resfriadores foram

superdimensionados. Recomenda-se fazer um estudo minucioso, verificando todas as

possibilidades de redução da carga térmica estudadas anteriormente. A este respeito, apenas

o resfriador terá um custo inicial de cerca de U$450/TR. Logo, uma redução da capacidade em

50 TR, em uma grande instalação, representará uma economia em torno U$ 22.500 no custo

inicial.

Uma vez realizados os estudos para possível redução da capacidade requerida da nova

máquina pelo refinamento do cálculo da carga térmica, devem ser considerados os custos

operacionais dos equipamentos existentes. Isto é, devem ser estudados seu histórico de

manutenção (custos anuais com trocas de componentes), trocas futuras (compressores,

condensadores, etc) e o seu desempenho (kW/TR). Em seguida, mediante consulta aos

fabricantes, obtêm-se dados técnicos e custos dos novos equipamentos. Dispõe-se então dos

elementos necessários para se fazer uma análise técnico-econômica criteriosa da eventual

substituição do resfriador.

Outros aspectos a considerar são os refrigerantes utilizados nas máquinas. A Resolução

CONAMA 267 de Set/2000, em função do Protocolo de Montreal, dispõe sobre a proibição no

Brasil da utilização de CFCs, estabelecendo prazos e limites para importação destas

substâncias. É prevista a proibição total da produção/importação do R12 até janeiro de 2007. A

tabela abaixo mostra, de forma resumida, as datas previstas para a proibição da utilização dos

CFS´s e HCHS´s. Em vista destas restrições, os refrigerantes R-11 e R-12 deverão ser

substituídos a curto prazo pelos HCFC-123 e HFC-134a, respectivamente. Estes refrigerantes

são largamente usados em equipamentos de grande porte.

186

Em função das restrições impostas ao uso do R-11 e do R-12 e em se tratando de

equipamentos mais novos (cerca de 10 anos), poderá ser mais vantajoso executar o “retrofit”

(substituição apenas do fluido refrigerante) em vez de adquirir novos equipamentos. O “retrofit”

pode envolver a troca de rotores, gaxetas ou mesmo do compressor. Um estudo de redução de

cargas térmicas seria aconselhável também neste caso, já que poderá ocorrer uma redução de

capacidade do equipamento devida ao “retrofit”. Desta forma, garante-se que, ao final das

reduções de cargas da instalação e do “retrofit”, o equipamento continuará a atender

plenamente o sistema de climatização.

Tabela 6-10: Seqüência de eventos relacionados à proibição dos CFCs.

Ano Refrigerante Ação

1996 R11, R12 e R500 Extingue a produção.

Equipamentos não mais fabricados

2010 HCFC22 Pára a fabricação de equipamentos

2020 HCFC22 Pára a fabricação do refrigerante

2020 HCFC123 Pára a fabricação de equipamentos

2030 HCFC123 Pára a fabricação do refrigerante Exemplo 6-7: Numa empresa, a capacidade frigorífica instalada é de 640 TR (quatro

resfriadores de 160 TR cada) e o consumo anual efetivo de energia (TRh) calculado é

1.136.083 TRh. Os resfriadores já têm 25 anos de uso, tendo sido constatadas a sua

degradação e obsolescência. Os dados abaixo foram utilizados em um estudo técnico-

econômico para substituição dos mesmos:

• Custos Iniciais de Reposição:

Alternativa 1: 4 resfriadores alternativos (instalados) = R$ 475.680,00 Alternativa 2: 4 resfriadores parafuso (instalados) = R$ 565.920,00 • Custo da energia elétrica: R$ 0,118 por kWh.

• Rendimento dos resfriadores (kW/TR): Existente 1,3

Alternativo 0,95

Parafuso 0,74

• Custos Operacionais

187

Consumo Energia Elétrica kWh R$

Existente 476.907 174.275,30

Compressor Alternativo 1.079.278 127.354,00

Compressor Parafuso 840.701 99.202,76

Custos de Manutenção [R$] 1 a 5 anos 6 a 20 anos

Existente 9.000,00 14.498,00

Compressor Alternativo 14.573,00 14.573,00

Compressor Parafuso 14.573,00 14.573,00

Custos Operacional Total [R$] 1 a 5 anos 6 a 20 anos

Existente 213.275,00 189.223,00

Compressor Alternativo 141.927,00 141.927,00

Compressor Parafuso 113.375,00 113.775,00

• Comparação dos Equipamentos

Tipo de Equipamento

Economia [kW/ano]

Economia [%]

Retorno (anos) 10% aa

Retorno (anos) 12% aa

Alternativo 397,629 7,7 17 40

Parafuso 636,205 11,8 10 12

Ret-anos Dif. De Custo (10% aa)

Ret-anos Dif. De Custo (12% aa)

4-ANOS 4,5 ANOS

188

7 – TERMOACUMULAÇÃO

7.1 – Introdução

Os sistemas de condicionamento de ar, em geral, não operam à carga térmica constante.

Assim, para que a central frigorífica tenha capacidade suficiente para atender a todas as

variações de carga do sistema, seus componentes são geralmente especificados em função do

pico de demanda. Este procedimento, além de não atender à crescente necessidade de

conservação de energia, provoca a elevação do custo inicial dos equipamentos. Deve-se

observar também que a carga térmica dos sistemas de ar condicionado para conforto, via de

regra, alcança seu pico diário no período da tarde, justamente no horário em que as tarifas

elétricas são mais elevadas.

Como solução para estes problemas, podem ser utilizados os sistemas de

condicionamento de ar com termoacumulação. O frio pode ser “armazenado” pela produção de

gelo (Figura 7-1) ou pelo resfriamento de água feito pelo sistema frigorífico. Isto ocorre durante

a noite, fora dos horários de ponta, quando a demanda de energia é mínima. O frio

armazenado compensa parcial ou totalmente a carga térmica de refrigeração nos horários de

ponta no dia seguinte. Esta técnica permite nivelar as potências demandadas e tirar proveito da

tarifa elétrica hora-sazonal por meio do planejamento do funcionamento da central frigorífica.

A termoacumulação não só pode reduzir pela metade os custos operacionais, como

também pode reduzir substancialmente os custos iniciais quando os sistemas são

adequadamente projetados para novos edifícios comerciais e industriais. Projetistas podem

especificar resfriadores (resfriadors) de capacidade média, operando 24 horas por dia, em vez

de máquinas com capacidade integral para atender os picos, operando somente 10 ou 12

horas por dia. Quando aplicados em reforma ou retrofit de instalações existentes, um sistema

de termoacumulação pode freqüentemente suprir as cargas térmicas adicionais sem aumento

da capacidade do resfriador existente.

Armazenar frio durante a noite e usá-lo durante o dia não é uma idéia nova. Durante

muitos anos este conceito tem sido usado no condicionamento de ar em instalações com

demanda de pico de curta duração, como igrejas e teatros. Agora surge um interesse renovado

pelo uso mais amplo de sistemas com termoacumulação, tanto por parte dos usuários como

por parte das empresas geradoras de eletricidade. Do ponto de vista destas últimas, a

termoacumulação representa uma maneira segura e econômica para redução dos custos

operacionais e de investimentos em novas usinas de geração de energia elétrica.

Durante os últimos vinte anos, o uso da termoacumulação de frio tem se tornado uma

prática comum na indústria de ar condicionado, levando ao desenvolvimento de diferentes

sistemas para produção e armazenamento de gelo. Dentre estes, destacam-se os sistemas de

189

acumulação com expansão direta e os sistemas de acumulação indireta (Strand, 1994). No

Brasil, mais de uma centena de instalações utilizam a técnica de termoacumulação com gelo,

sendo que as primeiras instalações apareceram em 1985 (Chiachia, 1993). Uma discussão

geral da técnica de termoacumulação de frio pode ser encontrada no ASHRAE Handbook

HVAC Systems and Applications, onde são analisados aspectos econômicos, estratégias e

equipamentos para armazenagem, e principais aplicações. Análises econômicas e

operacionais, sobre vários sistemas de ar condicionado utilizando termoacumulação também

são apresentadas por Kintner-Meyer e Emery (1995) e por Potter et al. (1995).

Figura 7-1: Sistema de termoacumulação com banco de gelo.

7.2 – Definição do Problema

Em projetos convencionais de sistemas de ar condicionado, as cargas térmicas de

refrigeração são medidas em toneladas de refrigeração (TR) necessárias. Sistemas de

termoacumulação, entretanto, têm suas capacidades indicadas em “Toneladas Hora” ou “TR-

HORA”. A Figura 7-2 representa a carga teórica de refrigeração de 100 TR mantida durante 10

horas, o que equivale a uma carga de refrigeração de 1000 TR-HORA. Cada um dos 100

quadrados no diagrama representa 10 TR-HORA.

190

Por outro lado, nenhum sistema de condicionamento de ar de edifícios comerciais opera

à plena carga durante todo o ciclo diário de refrigeração. Normalmente, a carga de ar

condicionado atinge o seu pico durante o período da tarde (geralmente entre 14 e 16h), quando

a temperatura externa é mais alta. A Figura 7-3 representa o perfil típico da carga térmica de

um sistema de condicionamento de ar de um edifício comercial. Conclui-se então que o

resfriador de 100 TR é utilizado na sua capacidade máxima somente durante duas das dez

horas do ciclo diário. Durante as outras oito horas, apenas uma parcela da capacidade total do

resfriador é solicitada. Mais objetivamente, a soma dos quadrados sombreados na Figura 7-3 é

75, cada um dos quais representando 10 TR-HORA. Entretanto, é necessário especificar um

resfriador de 100 TR para atender à carga de refrigeração de 100 TR no horário de ponta.

O fator de carga é definido como a relação entre a carga real de refrigeração e a

capacidade total do resfriador, ou seja:

Figura 7-2: Carga teórica de refrigeração de 100 TR.

100X1000750

)totalPotencial(CARGAHORATR100X)realaargc(HORATR(%)aargcdeFator =

−−−

= (7.1)

Neste caso, o resfriador tem um fator de carga de 75 %. Ele é capaz de prover 1000 TR-

HORA enquanto são solicitadas somente 750 TR-HORA. Se o fator de carga é baixo, o

desempenho econômico do sistema também é baixo. Dividindo-se o total de TR-HORA do

edifício pelo número de horas de operação do resfriador, tem-se a carga média do edifício

durante todo o período de refrigeração. Se a carga do ar condicionado pudesse ser deslocada

para um horário fora de ponta ou nivelada para a carga média, seria possível utilizar um

191

resfriador de menor capacidade, aumentando o fator de carga e melhorando o desempenho

econômico da instalação.

Figura 7-3: Perfil típico da carga de ar condicionado de um edifício comercial.

7.3 – Armazenagem Total e Armazenagem Parcial de Frio

Duas estratégias de administração de carga são possíveis com o sistema de

armazenagem de frio por bancos de gelo. Quando as tarifas de energia elétrica requerem um

deslocamento completo de carga, a capacidade do resfriador é determinada pelos métodos

convencionais, com armazenagem de energia (frio) suficiente para deslocar totalmente a carga

térmica para fora dos horários de ponta. Essa estratégia é chamada Sistema de Armazenagem

Total e é freqüentemente aplicada em instalações já existentes.

A Figura 7-4 mostra o mesmo perfil de carga de ar condicionado do edifício comercial

discutido anteriormente, mas com a carga de refrigeração completamente deslocada para as

14 horas fora do horário de uso da refrigeração. O resfriador é usado para produzir e

armazenar gelo ou para resfriar água durante a noite. O frio armazenado atende à demanda de

750 TR-HORA durante o dia. A carga média foi reduzida para 53,6 TR (750 TR-HORA / 14h =

53,6 TR), o que resulta em significativa redução dos custos de energia tanto pela redução da

capacidade requerida do equipamento quanto pela redução da operação durante as horas de

tarifa mais alta.

Em instalações novas, um Sistema de Armazenagem Parcial é a estratégia de

administração de carga mais prática e de maior eficiência de custo. Neste método de

nivelamento de carga, o resfriador funciona continuamente. Ele formará gelo ou resfriará água

192

durante a noite e, durante o dia, compensará a carga térmica com a ajuda do frio armazenado.

Conforme ilustrado na Figura 7-5, o aumento das horas de operação de 14 para 24 horas

resulta na carga média mais baixa possível (750 TR-HORA / 24h = 31,25 TR), A incidência de

tarifa de ponta na demanda de frio é consideravelmente reduzida e a capacidade do resfriador

pode ser reduzida em 50 a 60% ou mais.

Figura 7-4: Sistema de armazenagem total.

Uma outra possibilidade é a armazenagem parcial com desligamento do resfriador no

horário de ponta do sistema elétrico, quando a tarifa de energia é mais elevada (Figura 7-6).

Figura 7-5: Sistema de armazenagem parcial.

193

Figura 7-6: Sistema de armazenagem parcial, com desligamento do

resfriador no horário de ponta.

194

A - Tabelas Para Cálculo de Carga Térmica e Projeto de Dutos

As tabelas apresentadas nesse anexo foram adaptadas do “Manual de Aire Acondicionado”,

da Carrier (1992) e na NBR 16401 (2008). A numeração das tabelas foi mantida a mesma da fonte

original.

Tabela A2 – Fração da Variação Média Diária de Temperatura.

Tabela A3 a A7 – Dados de Projeto Para Algumas Cidades Brasileiras.

195

Tabela 2 – Correções para a temperatura externa de projeto em função da hora considerada.

Tabela 3 – Correções para a temperatura externa de projeto em função do mês considerado.

196

Tabela 6 – Insolação através do vidro (kcal/h.m2)

197

Tabela 7 – Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação através do vidro. Com elemento de proteção interna, 24 horas diárias defuncionamento e temperatura interior constante.

198

Tabela 8 – Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação através do vidro. Com vidro descoberto e elemento de proteção externa, 24 horas diárias de funcionamento e temperatura interior constante.

199

Tabela 9 – Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação através do vidro. Com de proteção interno, 16 horas de funcionamento diário, temperatura interior constante.

Tabela 10 – Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação através do vidro. Com vidro descoberto e elemento de proteção externo, 16 horas de func. diário, temp. interior constante.

200

Tabela 11 – Fatores de armazenamento de carga térmica, insolação, 12 horas diárias de funcionamento, temp. interior constante.

201

Tabela 12 – Fatores de armazenamento de carga, iluminação operando 10 horas por dia, com condicionador de ar operando 12, 16 e 24 horas diárias.

202

Tabela 15 – Insolação através dos vidros (kcal/h.m2 de abertura)

203


204


205


206


207


208

Tabela 16 – Fatores correção do ganho solar através dos vidros. (coeficientes globais de insolação com ou sem dispositivo de sombra).

209

Tabela 18 – Altitude e Azimute solar.

210

Tabela 18 – Altitude e Azimute solar (continuação).

211

Tabela 19 – Diferença equivalente de temperatura (°C). Válida para paredes em sol ou sombra, de cor escura, 35 °C de temperatura exterior, 27 °C de temperatura interior, 11 °C de variação de temperatura exterior em 24 horas, mês de julho e 40o de latitude sul.

212

Tabela 20 – Diferença equivalente de temperatura (°C). Válida para tetos de cor escura, 35 °C de temperatura exterior, 27 °C de temperatura interior, 11 °C de variação de temperatura exterior em 24 horas, mês de julho e 40o de latitude sul.

Tabela 20A: Correção das diferenças equivalentes de temperatura.

213

Tabela 21 – Coeficientes globais de transmissão de calor (paredes). [kcal/h.m2.°C]

214

Tabela 22 – Coef. globais de transmissão de calor (alvenaria, construção pesada. [kcal/h.m2.°C]

215

Tabela 23 – Coef. globais de transmissão de calor (construção leve – tipo industrial). [kcal/h.m2°C]

Tabela 24 – Coeficientes globais de transmissão de calor (construção leve). [kcal/h.m2.°C]

216

Tabela 23 – Coef. globais de transmissão de calor (construção leve – tipo industrial). [kcal/h.m2.°C]

217

Tabela 34 – Resistência térmica de materiais de construção e isolamento (ºC.m2.h/kcal)

218


219


220

Coeficientes Globais de Transmissão de Calor (U), em [kcal/h.m2.°C]

223

Vazão Eficaz Mínima de Ar Exterior Para Ventilação

225

Atenção: somente para fins de comparação. Deve-se utilizar valores da NBR 16401.

226



Variação diária de temperatura, ºC Belém 8,0 Brasília 13,0 Campinas 10,0 Campo Grande 10,0 Curitiba Fern. Noronha 4,5 Fortaleza 6,0 Goiânia 13,0 Maceió 8,0 Manaus 8,0 Natal 7,0 Porto Alegre 9,5 Recife 6,0 Rio de Janeiro 10,5 Salvador 6,0 Santarém 8,0 São Paulo 9,0 Vitória 8,0

227

Atenção: Utilizar como indicativo. Verificar se os valores escolhidos estão dentro da faixa recomendada pela NBR 16401

228

Tabela 41a – Infiltrações Por Janelas - Verão

0% 25% 33% 40% 45% 50% 60% 66% 75% 100%

Janela Tipo 1 6,0 13,2 - 18,0 - - - 26,5 - 47,4

Janela Tipo 2 - 7,1 - - - 10,0 13,5 - - -

Janela Tipo 3 - - 5,1 - - 9,0 - - - 11,5

Janela Tipo 4 - - - - 4,2 - - 5,9 7,1 -

Janela Tipo 5 5,0 10,6 - 15,0 - - - 22,0 - 40,0

Porcentagem da Superfícice Que Pode Ser Aberta

m³/h por m² de AberturaJANELAS ARTICULADAS

Tabela 41b – Infiltrações Por Janelas - Verão

Esquadria de Madeira

Esquadria de Madeira Mal Ajustada

Esquadria Metálica

JANELAS DO TIPO GUILHOTINASem Tira de Vedação Com Tira de Vedação Janela

DuplaSem Tira de

Vedação Com Tira de Vedação Janela Dupla

Pequena (75 x 180 cm) Grande (140 x 245 cm)

m³/h por m² de Abertura

4,6

7,0

2,64,0

11,0

7,3

5,0

14,0

9,3

3,1

4,4

4,0

7,8

22,0

14,6

4,8

6,8

6,4

Tabela 41c – Infiltrações Por Portas - Verão

Porta Giratória - Funcion. Normal

Porta Giratória - Painéis Abertos

Porta de Vidro (fresta 5 mm)

Porta de Madeira (2,1 x 0,9 m)

Pequena Porta de Fabrica

Porta de Garagem ou de Carga

Rampa de Carga (doca)

-

2040

1190

14,5

-

82

Com Vestíbulo

1530

119

-

1190 850

850

95

-

183

m³/h por m² de Abertura m³/hPORTAS EM UMA FACHADA OU EM DUAS FACHADAS

ADJASCENTES

- -

Utilização MédiaNão UtilizadaSem Vestíbulo

Constantemente Abeta

18

36,5 124

- -

- -

14,5 119

36,5 82

Tabela 41d – Infiltrações Por Portas - Verão

9564 12750

1700 4250 8500 12750 17000

75%

100%

1063 2125

1275 3189 6375

Duração de Abertra da Segunda Porta

Duração de Abertra da Primeira Porta

10%

25% 3188 4250

850 2126 4250 6376 850050%

425

PORTA ARTICULADA EM PAREDES OPOSTAS

m³/h por Par de Portas

10% 25% 50% 75% 100%

170 425 850 1275 1700

Tabela 413 – Infiltrações Por Portas - Verão

Bancos

Barbearias / Salões de Beleza

Cafeterias

Revistarias

Loja de Departamentos (pequena)

Loja de Roupas (femininas)

Farmácias

Hospitais

Lanchonetes

Loja de Roupas (masculinas)

Restaurantes

Sapatarias 4,4

4,4

6,5

4,8

3,2

6,3

4,2

5,9

10,2

6,5

9,0

38,2

10,2

3,2

9,0

4,6

13,6

8,5

11,9

51,0

13,6

4,2

11,9

5,9

8,56,8

4,6

3,4

34,0

11,0

3,4

9,3

PORTAS APLICAÇÃO

m³/h por Ocupante e por PortaPorta Giratória

de 180 cmPorta Articulada (um pivô)

Sem Vestíbulo Com Vestíbulo

11,0

6,8

9,3

229

Tipos de Janelas Tipo -1 Tipo -2 Tipo -3 Tipo -4 Tipo -5

Tabela 42 – Vazão de Ar Exterior Necessária Para Compensar Infiltrações Por Portas Articuladas (verão) Vazão Líquida de Ar Exterior - m³/h

240

460

700

900

1120

1340

1560

1750

1960

2140

3400

3740

4080

Vazão Líquida de Ar Exterior = Vazão de Ar Indroduzido - Vazão de Ar Extraído

2380

2550

2720

3060

Infiltrações Pelas Portas - m³/h

1870

2040

2210

3520

3830

4170

4510

1360

1530

1700

Vazão Líquida de Ar Exterior - m³/h

2330

2520

2650

2840

2990

3210

680

850

1020

1190

Infiltrações Pelas Portas - m³/h

170

340

510

230

Calor Liberado Pelos Ocupantes

232

Taxas Típicas de Dissipação de Calor Devido a Iluminação

235

1. Válido para dutos circulares, de chapas galvanizadas, com uma emenda longitudinal, e rugosidade interna de 0,09 mm. 2. 1 Pa/m = 0,1 mmCA

242

B - Exemplo de Cálculo do Ganho de Calor Por Insolação Considerando os Efeitos de Armazenamento de Calor

B1 – Peso das Paredes

Do enunciado do exemplo resolvido no Capítulo 4, podem ser extraídas as seguintes

informações:



• J1 e J2 => Tipo 1(A) - esquadrias de madeira.

• Paredes externas: tijolo baiano de 20 cm (cor média), com reboco nas duas faces.

• Paredes internas: tijolo baiano de 10 cm (cor média), com reboco nas duas faces.

• Teto: laje de 12 cm (concreto) + telhas de fibro-cimento (45º) (300 kgf/m2) + cor clara.

• Piso: laje de 12 cm + revestimento superior em material cerâmico.

O peso das paredes é então estimado como se segue:

Paredes Externas

Conforme efetuado anteriormente, o material das paredes será considerado como sendo o

aglomerado hueco (semelhante ao tijolo baiano) com espessura de 20 cm e revestimento de areia

dos dois lados. Da Tabela 26, pág. 1-63 de Carrier (1990), vem:

Peso = 146 + 30 + 30 = 206 kgf/m2

O peso da parede voltada para o NO será:

[ ] kgf6,9889206x)3x2(2)4x15(MaterialdoPesoxParededaArea =−=

O peso da parede voltada para o SO será:

[ ] kgf0,2884206x2x74x7MaterialdoPesoxParededaArea =−=

Paredes Internas

Conforme efetuado anteriormente, o material das paredes será considerado como sendo o

aglomerado hueco (semelhante ao tijolo baiano) com espessura de 10 cm e revestimento de areia

dos dois lados. Da Tabela 26, pág. 1-63 de Carrier (1990), vem:

243

Peso = 78 + 30 + 30 = 138 kgf/m2

O peso da parede voltada para o SE será:

[ ] kgf0,8280138x4x15MaterialdoPesoxParededaArea ==

O peso da parede voltada para o NE será:

[ ] kgf2,3632138x1,2x8,04x7MaterialdoPesoxParededaArea =−=

Piso

Considerar-se-á o material do piso como sendo o hormigón (arena y grava) com espessura

de 12 cm, com revestimento cerâmico. Da Tabela 34, pág. 1-72 de Carrier (1990), vem:

Peso = 2240 kg/m3 x 0,12 m = 268,8 kgf/m2

O peso do piso será então:

[ ] kgf282248,268x7x15MaterialdoPesoxPisodoArea ==

Teto

Para o teto foi fornecido o peso de 300 kgf/m2. Logo, tem-se:

[ ] kgf31500300x7x15MaterialdoPesoxTetodoArea ==

Peso Total

Para efeitos de climatização o peso total, neste caso, será de:

2m/kgf9,6127x15

3150028224x5,02,3632x5,00,8280x5,00,28846,9889Peso =+++++

=

B2 - Fato de Carga de Resfriamento (FCR)

O fato de carga de resfriamento pode ser obtido a partir do peso das estruturas, do tempo de

operação do sistema de condicionamento de ar e horário. Paro o caso considerado, tem-se:

244

• Peso = 612,9 kgf/m2

• Tempo de utilização do ambiente = 10 horas

• Horário = 17:00 horas

Assim, da Tab. 11, tem-se: FCRNO = 0,54

FCRSO = 0,69

Para estas paredes o FCGIMAX (Tab. 6) será dado por: FGCIMAX, NO = 306 kcal/h.m2

FGCIMAX, SO = 320 kcal/h.m2

Aplicando-se as mesmas correções do Capítulo 4, o ganho de calor através das janelas NO

e SO, será de:

h/kcal114365,0x54,0x9,0)0322,00178,01(306)3x2(.2Q NO,INS =−+=

h/kcal178265,0x69,0x9,0)0322,00178,01(320)7x15(Q SO,INS =−+=

Pode-se então comparar os resultados obtidos aqui, com aqueles do Capítulo 4. Da tabela

abaixo é evidente que a não utilização dos fatores de armazenamento de calor resulta em maiores

cargas térmicas, principalmente quando são considerados ambientes com grandes fachadas

envidraçadas.

Sem Armaz. de Calor Com Armaz. de Calor

Janela - NO 1668 kcal/h +45% 1143 kcal/h

Janela - SO 2430 kcal/h +36% 1782 kcal/h

Total Interno – Sensível 19339 kcal/h +11% 17991 kcal/h

Total Interno – Latente 1600 kcal/h – 1600 kcal/h

Total Interno 20939 kcal/h 6,8% 19591 kcal/h

Carga Térmica 31318 kcal/h 4,4% 29970 kcal/h

Vazão de ar insuflado 7102 m3/h 7,5% 6607 m3/h

Ar Condicion a Do

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