Manual Tecnico de Ventiladores

MA

NU

AL

TÉCN

ICO

2

ÍNDICE

CONTEÚDO Total de Págs.

BT-01 - O que é um Ventilador - Terminologia de Definição de Ventiladores 4

BT-02- Leis dos Ventiladores 7

BT-03 - Curvas de Desempenho de um Ventilador

Curvas de Resistência do Sistema

Instabilidade do Sistema, instabilidade do Ventilador e Paralelismo 5

BT-04 - Tipos de Ventiladores 4

BT-05 - Seleção de Ventiladores

Selecionando o tipo de Ventilador

Requisitos de uma Consulta de Ventilador 5

BT-06 - Efeitos no Sistema na Aspiração do Ventilador

Efeitos no Sistema na Descarga do Ventilador 7

BT-07 - Vida dos Rolamentos dos Ventiladores 2

BT-08 - Características dos Sistemas de Ventilação dos Ventiladores 3

BT-09 - Desbalanceamento Residual Permissível 3

BT-10 - Cálculo da Potência Sonora do Ventilador 3

BT-11 - Modulação do Desempenho do Ventilador 4

BT-12 - Arranjos de Ventiladores 7

BT-13 - Rotação Crática dos Eixos 4

BT-14 - Torque de Partida do Ventilador 3

BT-15 - Fundamentos de Ruído 10

BT-16 - Efeitos do Sistema na Aplicação de Ventiladores Industriais 6

O QUE É UM VENTILADOR

1 - 4

m ventilador é uma máquina que produz fluxo Ventiladores para aquecimento, ventilação e ar de gás com duas ou mais pás fixadas a um condicionado, inclusive em sistemas de alta Ueixo rotativo. Os ventiladores convertem a velocidade ou de alta pressão, raramente atingem

energia mecânica rotacional, aplicada aos seus mais que 2.500 - 3.000 Pa (250 a 300 mm de coluna eixos, em aumento de pressão total do gás em de água).movimento. Esta conversão é obtida através da alteração do momento do fluido. Há três componentes principais em um ventilador: o

propulsor (também chamado de rotor), o meio de Os códigos de teste de potência da Sociedade acioná-lo e a carcaça.Americana de Engenheiros Mecânicos (ASME) limitam a definição de ventilador a máquinas que Para prever com razoável exatidão o desempenho de aumentam a densidade do gás em no máximo 7% à um ventilador na instalação, um projetista deve saber:medida que percorre o trajeto desde a aspiração até a descarga. Este é um aumento de aproximadamente (a) Como o ventilador foi testado e qual 7.620 Pa (762 milímetros de coluna d´água) com procedimento (norma) foi seguido.base no ar padrão. Para pressões superiores a 7.620 Pa (762 milímetros de coluna d´água), o dispositivo (b) Os efeitos que o sistema de distribuição de ar de movimentação do ar é um compressor ou terá no desempenho do ventilador.soprador. Existem muitas outras definições, com limites de pressão distintos, sendo que o Brasil não Ventiladores de tipos diferentes, ou ainda adota, oficialmente, nenhuma especificamente. ventiladores do mesmo tipo fornecidos por

fabricantes diferentes, não irão interagir com o sistema da mesma maneira.

TERMINOLOGIA E DEFINIÇÕES DOS VENTILADORES

Ar Padrão (Sistema Internacional)r seco a 20ºC e 101,325 kPa. Sob essas condições, o ar seco tem uma densidade de

3A massa de 1,204 kg/m .

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

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

Água

Vácuo

Pressão Atmosférica

10.340 mmde coluna d’águaao nível do mar

Fig.1 - Pressão Atmosférica

BOLETIM TÉCNICO Nº 1

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

2 Pd = V para ar padrão 1,3

Onde:Pd = pressão dinâmica em PaV = velocidade em m/s

Ou 2 Pd = ( r V ) / 2g

Onde:Pd = pressão dinâmica em mmcaV = velocidade em m/s

3r = densidade de 1,204 kg/mg = acelereção da grav idade de

29,81 m/s

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

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

Vazão (Q)É a quantidade de ar ou gás, em volume, movimentada pelo ventilador na unidade de tempo, portanto independente da densidade do ar. A unidade

3 3usual é m /h, mas no SI o correto é utilizar m /s.

Tubo deImpacto

Ventilador

Tubo de Impacto

Pt

Fluxo de Ar

Fig.4 - Pressão Total do Ventilador

2 - 4

Pt=Pe+Pd

Fig.3 - Pe, Pd e Pt num ponto

Pe

Pe

Pe

Pe

Pe

Pe

Pt

Pd


Fig.2 - Pressão Dinâmica do Ventilador

Pressão Total

PressãoDinâmica

PressãoEstática

Pressão Dinâmica = Pressão Total - Pressão Estática

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

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

Onde: h= rendimento total do ventiladort 3 Q = vazão em m /s

Pt = pressão total em Pa Pabs = potência em kW

Ou

Onde: h= rendimento total do ventiladort 3Q = vazão em m /h

Pt = pressão total em mmcaPabs = potência em cv

Rendimento Estático (h )e

É a potência estática dividida pela potência absorvida do ventilador.

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

= Q

1.020x Pt

ht

Pabs

= Q

270.000x Pt

ht

Pabs

3 - 4

ht270.000 x Pabs

= Q x Pt

he Suprimentos de Força 270.000 x Pabs

= Saída de Força = Q x Pe


Fig.5 - Pressão Estática do Ventilador

Tubo Estático

Pe

Ventilador

Tubo de Impacto

Fluxo de Ar

Pe

Q

Pe=0

Fig.7- Descarga Livre

Fig.6 - Pressão Estática com Vazão Nula

Pe

Q

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

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

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

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

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

Onde :D = diâmetro do rotor em metrosN = velocidade em RPM

Fig.8 - Intervalo de Aplicação

Intervalo de AplicaçãoPressão

Estática

0Q

D RPM

Fig.9 - Velocidade Periférica

4 - 4

Vp60

= p x DN

OTAM VENTILADORES INDUSTRIAIS LTDA.Av. Francisco S. Bitencourt, 1501

Fone: (51) 3364.5566 - Fax: (51) 3364.1264Caixa Postal 7056 - CEP: 91150-010 - Porto Alegre - RSe-mail: [email protected] www.otam.com.br


LEIS DOS VENTILADORES

1 - 7

ão é exeqüível testar o desempenho de cada Mudanças na Rotação do Ventiladortamanho de ventilador de uma linha de um Nfabricante, em todas as velocidades às quais Primeiramente, devemos considerar as leis para

ele pode ser aplicado. Nem tampouco é possível ventiladores aplicadas a uma mudança apenas na simular cada densidade do ar de aspiração que pode rotação (sistema constante) em determinado ser encontrada. ventilador e em determinado sistema utilizando ar

numa dada densidade. (Fig. 1)Felizmente, de acordo com o uso das Leis dos Ventiladores, é possível prever com boa precisão o desempenho de um ventilador em outras velocidades e densidades diferentes daquelas do teste de desempenho original.

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

O rendimento não é alterado.dentro da curva de mesmo rendimento.

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

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

Equações das leis dos ventiladores:

Onde:Q=vazãoP = pressão (total, estática ou dinâmica)d=densidade do gásN=rotação do ventiladorD=diâmetro do rotorW=potência do ventilador

Q = Q2 1

x( (NN

2

1x( (D

D2

1

3

P = P2 1

x ( (NN

2

1x( (D

D2

1

22

x( (dd

2

1

W= W2 1

x ( (NN

2

1x( (D

D2

1

53

x( (dd

2

1

Q = Q2 1

x( (NN

2

1

P = P2 1

x ( (NN

2

1

2

W= W2 1

x ( (NN

2

1

3

Intervalo de

Aplicação

P2

P1

P @ N2

Curva doSistema

1

P @ N1

Q1 Q2

Fig.1 - Mudança na RPM


2 - 7

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

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

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

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

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

Q = Q2 1

x( (WW

2

1

Q1x( (D

D2

1

2

P = P2 1

N = N2 1

x ( (DD

1

2

Q = Q2 1

x( (DD

2

1

3

P = P2 1

x( (DD

2

1

2

W= W2 1

x ( (DD

2

1

5

P =P21

Q2Q1

2

VentiladorD1

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


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

Q1 Q2

P2

P1

VentiladorD1

VentiladorD2

3

VentiladorD2

Leis dos Ventiladores (Fig. 4) com volume, sistema, tamanho do ventilador e rotação constantes.

A vazão do ventilador (Q) não será alterada em virtude da densidade. Um ventilador é uma máquina de volume constante e produzirá a mesma vazão independentemente da densidade do ar.

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

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

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

P = P2 1

x( (WW

2

1

P1x( (d

d2

1

Q = Q2 1

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

Q1 Q2

P2

P1

VentiladorD1 3

Q = Q2 1

x( (NN

2

1

= Q1x( (W

W2

1

P = P2 1

= Q1x( (d

d1

2

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

P @ d1

P @ d2

1

Sistem

a d

2

Sistem

a d

Q2 Q1

5P = P21

Fig.6 - Mudança na Densidade(vazão constante)

Q = Q2 1

x( (NN

2

1

= Q1x( (P

P2

1

= Q1x( (d

d1

2

W = W2 1

x ( (dd

1

2

2

3 - 7


VentiladorD2

Q1 Q2

6

P2

P 1

P @ d e N2 2

P @ d e N

1

1

Sistema @ d1

Sistem

a @ d 2

4-7

Exemplo No. 1 Exemplo No. 2

Um ventilador para ar condicionado está operando a Um ventilador está operando a uma velocidade de uma velocidade de 600 rpm contra uma pressão 2.715 rpm a uma temperatura de 20ºC contra uma estática de 500 Pa e exigindo potência de 6,50 kW. pressão estática de 300 Pa. Está liberando 3.560 m³/h Está liberando 19.000 m³/h nas condições padrão. e requer 2,84 kW. Um motor de 5 kW está alimentando Para manusear uma carga térmica de ar o ventilador. O sistema está com pouca capacidade condicionado maior que a planejada originalmente, porém o proprietário não quer gastar dinheiro para mais ar se faz necessário. A fim de aumentar a vazão mudar o motor. Qual é a capacidade máxima que se de ar para 21.500 m³/h, quais são os novos valores pode chegar no seu sistema com o motor 5 kW para a rotação do ventilador, a pressão estática e a existente? Qual é o aumento de rotação permitido? potência? Qual será a vazão e qual será a pressão estática sob

as novas condições?

Q = Q2 1

x ( (NN

2

1

N = N2 1

x ( (QQ

2

1

= 600 x (21.500/19.000)= 679 RPM

P = P2 1

x ( (NN

2

1

2

=500 x (679/600) = 640Pa2

W= W2 1

x ( (NN

2

1

3

=6.50 x (679/600) = 9.42 kW3


440P300

2.714 RPM

3.280 RPM

3.560 4.300

Curvas doVentiladorCurvas doSistema

N = N2 1

x ( (WW

2

1

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

1/3

1/3

Q = Q2 1

x ( (NN

2

1

= 3.560 x (3.280/2.715)= 4.300 m³/h

P = P2 1

x ( (NN

2

1

2

= 300 x (3.280/2.715) = 440Pa2


6,50kW


640P500

600 RPM

679 RPM9,42 kW

CurvaskW


Q x 103

19 21.5

Exemplo No. 3

Um fabricante de ventiladores deseja projetar os dados obtidos por um ventilador de 400 mm de diâmetro para um ventilador de 800 mm de diâmetro. Em um ponto de operação, o ventilador de 400 mm entrega 7.750 m³/h a 20ºC contra uma pressão estática de 100 Pa. Isto requer 694 rpm (velocidade periférica = 14,53 m/s) e 1,77 kW. Qual será a vazão projetada, a pressão estática, a potência e a velocidade periférica (Vp) para um ventilador de 800 mm na mesma rotação?

Exemplo No. 4

Um ventilador aspirando ar de um forno está entregando 18.620 m³/h a 116ºC contra uma pressão estática de 250 Pa. Está operando a 796 rpm e requer 9,90 kW. Presumindo-se que o forno perca seu calor e o ar seja de 20ºC, o que acontece com a pressão estática e a potência absorvida pelo ventilador?Densidade do ar de 20ºC = 1,2 kg/m3Densidade do ar de 116ºC = 0,9 kg/m3

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

Q = Q2 1

x ( (DD

2

1

3

P = P2 1

x ( (DD

2

1

2

W = W2 1

x ( (DD

2

1

5

= 7.750 x (800/400)= 62.000 m³/h

3

= 100 x (800/400)= 400 Pa

2

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

5

DVp= 2 1

x ( (D2

1

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

Vp

Fig.9 - Mudança no Diâmetro

Curvasdo Ventilador

P

400

100

7.750 62.000

800

400

Q = Q =18.620 m³/h2 1

P = P2 1

x ( (dd

2

1

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

W = W2 1

x ( (dd

2

1

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

5 - 7


Este exemplo ilustra porque o motor do ventilador A partir da tabela do catálogo do ventilador, veremos deve ser sempre selecionado na potência em que, para entregar 15.200 m³/h com 225 Pa, serão densidade máxima, a qual estaria na temperatura de necessárias 1.120 rpm. A potência exigida é de 8,07 ar mais baixa esperada. kW. A rotação está correta em 1.120 rpm, mas uma

vez que o ventilador está lidando com ar menos Exemplo No. 5 denso, então:

Um engenheiro especifica que quer 15.200 m³/h a uma pressão estática de 200 Pa, com temperatura de 49ºC e a uma altitude de 300 m. Determine a rotação do ventilador e sua potência.(Dica: há duas maneiras de resolver este problema, usando-se as Leis dos Ventiladores mostradas na Fig.4 ou 6). Observe também, a partir deste exemplo, que a perda

de carga do sistema varia diretamente com a Usando-se as Leis dos Ventiladores 4 (Fig. 11): densidade do ar.

Para entrarmos nas tabelas dos ventiladores nos Usando-se a Lei para Ventiladores 6 (Fig. 12):catálogos do fabricante que se baseiam no ar padrão, devemos determinar a pressão estática que seria Neste caso, presuma que a condição de operação é a exigida com ar padrão. padrão para determinar a rotação e a potência no

catálogo. Dessa forma, a potência e a pressão A partir de um gráfico de proporções de densidade do estática do catálogo serão corrigidas de acordo com ar, nós encontraríamos: a Lei para Ventiladores 6.

Densidade Real

Densidade Standard= 0,88

P = Pstd

x( (ddreal

real

std

= 200

= 227 Pa, digamos 2250,88

Fig.11 Mudança na Densidade

225P200

Q 15.200

Ar Padrão

49°C & 1000

49°C & 1000

1.120 RPM

Ar Padrão

1.120 RPM

= 8,07 x 0,88= 7,1 kW

W = Wstd

x ( (ddreal

real

std

Q = Qstd

x ( ddreal

= 15.200 x 0,88 = 13.400 m³/h

std(real

P = Pstd

x ( ddreal

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

std(real

6 - 7


Fig.10 - Mudança na Densidade

Curvas doVentilador

Curvas doVentilador

Curvas doSistema

Curvas doSistema335

P250

Q 18.620

20°C

20°C

116°C

116°C

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

Como era de se esperar, a resposta é a mesma em ambas as soluções. Este exemplo é útil naqueles casos em que uma

resistência é adicionada, tal como um filtro absoluto, Exemplo No. 6 no sistema de ventilação, aumentando a pressão

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

= 5,55/(0,88) = 7,1 kW

W = Wstd

x( (ddreal

real

std2

2

= 988/0,88 = 1.120 rpm

N = Nstd

x( (ddreal

real

std

200P175

Fig.12 - Mudança na Densidade

Ar Padrão

1.120 RPM49°C & 1000

49°C & 1000

Q

15.20013.400

988 RPM

Ar Padrão


2

(418454 )P = P

2 1x ( (N

N1

2

= 400 x 2

= 339 Pa

Q = Q2 1x ( (N

N2

1

(= 41.280 x 418454 )= 38.000 m³/h

W = W2 1x ( (N

N2

1

3

(= 18,7 x 418454 ) = 14,6 kW

3

7 - 7




CURVAS DE DESEMPENHO DE UM VENTILADOR

ma vez que cada tipo e tamanho de ventilador Uma curva típica de desempenho de um ventilador tem características diferentes, curvas de encontra-se na Fig. 1.Udesempenho dos ventiladores devem ser

desenvolvidas por seus fabricantes. Geralmente, estas curvas são determinadas por testes de laboratório, conduzidos de acordo com

Uma curva de desempenho de um ventilador é uma uma norma de teste apropriada, como por exemplo representação gráfica de seu desempenho. Esta as normas da Air Movement and Control Association curva normalmente cobre todo o intervalo desde a International Inc. (AMCA).descarga livre (sem obstruções ao fluxo) até vazão zero (um sistema totalmente vedado sem nenhum É importante observar-se que as condições de fluxo fluxo de ar). do setup do teste requerido pelas normas da AMCA

são praticamente ideais. Por este motivo, as curvas Uma ou mais das seguintes características podem de desempenho, para a pressão estática e potência ser representadas graficamente em função da vazão absorvida versus o fluxo de ar, são as obtidas sob (Q). condições ideais, que raramente existem na prática. Pressão Estática Pe Pressão Total Pt As "Leis dos Ventiladores" são usadas para Potência cv determinar as características de desempenho e

potência em outras rotações e tamanhos de Rendimento Estático do Ventilador hventilador; normalmente, conforme o mencionado Rendimento Total do Ventilador hanteriormente, poucos tamanhos de ventilador e rotações são testados para determinar a capacidade A densidade do gás (r), o tamanho do ventilador e a de uma determinada "família" de ventiladores.rotação (N) são geralmente constantes durante toda

a curva e devem ser expressados.

1 - 5

Fig.1- Curva de Desempenho de Ventilador


s

t

100

90

80

70

60

50

40

30

20

10

0

Ren

dim

en

to %

kW -

Po

tên

cia

10

9

8

7

6

5

4

3

2

1

0

13

12

11

6

5

4

3

2

1

0

Pre

ssã

o,

P

109876543210

Tamanho 560Diâmetro do rotor/ventilador de 560mm

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

Pt

Pe

kW

hs

ht

Vazão, Q - m³/h x 1000

2 - 5

resistência do sistema é a soma total de todas as perdas de pressão através dos filtros, A serpentinas, dampers e dutos. A curva de

resistência do sistema (Fig. 2) é simplesmente uma representação gráfica da pressão exigida para mover o ar pelo sistema.

Para sistemas fixos, ou seja, sem nenhuma alteração nas regulagens dos dampers, etc., a resistência do sistema varia conforme o quadrado do volume de ar (Q). A curva de resistência para qualquer sistema é representada por uma curva simples. Por exemplo,

3considere um sistema trabalhando com 1.000 m /h com uma resistência total de 100 Pa.

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

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

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

CURVA DE RESISTÊNCIA DO SISTEMA

Fig. 2 - Curva de Resistência do Sistema

400

300

200

100

00 1000 2000

Pe

Q

Curva doVentilador

Fig. 3 - Ponto de Operação

Ponto de operação

Po

tên

cia

ab

sorv

ida

e P

ress

ão

est

átic

a

Q

Curva daPotência

Curva do Sistema


Curva doVentilador

Curva Realdo Sistema

Curva deProjeto

Pe @ projetoQ

Q

Pe

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

Incremento de Pe

Pe = ( Q )² = 2.000 ²

= 4

² Pe

¹Q

²

¹( )1.000 1

Redução de Q

3 - 5

s três principais motivos para um fluxo de ar instável em um sistema de ventilação são (1) OInstabilidade do Sistema, (2) Instabilidade do

Ventilador e (3) Paralelismo.

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

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

A instabilidade do sistema não deve ser confundida com "paralelismo", o que somente pode ocorrer quando dois ventiladores forem instalados em paralelo.

Instabilidade do Ventilador Isto aparece na Fig. 3 como flutuação no volume de ar A instabilidade do ventilador é diferente da e na pressão. Esta instabilidade pode ser ouvida e instabilidade do sistema; elas podem ou não ocorrer sentida, e ocorre em quase todos os tipos de ao mesmo tempo (Fig. 2). ventiladores, em maior ou menor grau, quando a

pressão estática máxima (vazão nula) for atingida. O Para qualquer ventilador, o ponto de pressão mínima ventilador de pás radiais é uma exceção notável. ocorre no centro de rotação do rotor e a pressão Enquanto a magnitude da instabilidade varia para máxima ocorre na descarga do rotor. Se o rotor não tipos diferentes de ventiladores, (sendo maior para estivesse girando e esta pressão diferencial existisse, ventilador de aerofólio e menor para ventilador de pás o fluxo seria do ponto de mais alta pressão até o ponto curvadas para frente), a flutuação da pressão próxima de mais baixa pressão. Isto é o oposto da direção que à máxima (vazão nula) poderá ser na ordem de 10%. o ar normalmente flui pelo ventilador. A única coisa Por exemplo, um ventilador com instabilidade, que mantém o ar movendo-se na direção apropriada desenvolvendo cerca de 600 Pa de pressão estática é o giro das pás. total poderá ter flutuação de pressão de 60 Pa. Isto

explica porque um ventilador grande com Uma perda de sustentação aerodinâmica (stall) instabilidade é intolerável. As paredes da sala do ocorrerá, a menos que haja ar suficiente entrando no equipamento podem chegar a partir-se com a rotor do ventilador para preencher completamente o vibração dos dutos conectados a um ventilador com espaço entre as pás. instabilidade.

INSTABILIDADE DO SISTEMA, INSTABILIDADE DO VENTILADOR E PARALELISMO

Fig.2 - Explicação da Instabilidade do Ventilador

BaixaPressão

AltaPressão

Fig.1- Instabilidade do Sistema

Instabilidade dosistema é possível

Pe

Q


4 - 5

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

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

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

Fig. 3 - Instabilidade do Ventilador

Q

Pe

00 100

Margem deSegurança

Limite doCatálogo

Intervalo deInstabilidade

100

Flutuaçãona Pressão

Estática

Q2Q1

Pe

Fig. 5 - Operação de Ventiladores em Paralelo

Curva Combinadade Ventiladoresem Paralelo

Operação não Recomendadaneste Intervalo

Perc

en

tua

l da

Pre

ssã

o E

stá

tica

do

Ven

tila

do

r

100

Ventilador Único

Sis

tem

a In

stáv

el

Sis

tem

a es

táve

l

200Percentual da Vazão

Fig. 4 - Operação Desbalanceada em Paralelo

Q1 Q2


5 - 5

Alguns ventiladores possuem um aclive "positivo" na Geralmente, são deixados nesta posição curva pressão-volume de ar à esquerda do ponto do permanentemente. A curva gerada pelo damper pico de pressão. Se os ventiladores operando em neste ponto tem um formato tal que a soma das paralelo forem selecionados na região deste aclive curvas de desempenho interseccione a curva do "positivo", isso poderá resultar em uma operação sistema em apenas um ponto.instável .

Os ventiladores operados em paralelo devem ser do A curva fechada em loop à esquerda do ponto de pico mesmo tipo, tamanho e velocidade de rotação. Caso de pressão é o resultado da plotagem de todas as contrár io, poderão resultar complicações combinações possíveis do volume de ar em cada indesejáveis de desempenho. É altamente indicado pressão. Se a curva do sistema interseccionar a curva que as recomendações do fabricante do ventilador combinada de volume de vazão na área sejam seguidas ao considerar-se o uso de compreendida pelo loop, é possível haver mais de um ventiladores em paralelo.ponto de operação. Isto pode fazer com que um dos ventiladores utilize mais ar e pode causar uma O uso dos ventiladores axiais em paralelo apresenta sobrecarga do motor se os ventiladores forem problema potencial de ruído a menos que medidas acionados individualmente. Esta condição especiais sejam tomadas no momento do projeto; o desequilibrada de fluxo tende a se reverter acréscimo de controle de ruído normalmente não é alternadamente, e o resultado é que os ventiladores possível.irão carregar-se e descarregar-se intermitentemente. Esta "pulsação" freqüentemente gera ruído e vibração Um problema de ruído freqüentemente encontrado e pode causar dano aos ventiladores, ao em ventiladores operando em paralelo é o batimento. funcionamento do sistema de dutos ou aos motores. Isso é causado por uma leve diferença na velocidade

de rotação de dois ventiladores teoricamente Isto requer a instalação de dampers de vazão na idênticos. O ruído de batimento de baixa freqüência voluta (Fig. 6). Eles servem para mudar o formato da resultante pode ser muito desagradável e difícil de ser voluta do ventilador e, portanto, para cada posição do eliminado. O problema pode ser comparado ao efeito damper, há uma curva de desempenho diferente estroboscópico de uma lâmpada fluorescente correspondente. iluminando um rotor com uma leve diferença entre as

freqüências de rotação do rotor e o fornecimento A curva do ventilador resultante de várias posições energia da lâmpada.dos dampers de vazão encontra-se representada na Fig. 6. O objetivo é mudar a curva suficientemente de modo que o conjunto forneça uma operação estável. Sendo o desempenho levemente reduzido, o aumento correspondente em RPM deve ser tal a atingir as condições especificadas. Entretanto, isso raramente é feito, uma vez que a diferença é tipicamente negligenciável.

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

Fig. 6 - Efeito de Dampers na Voluta

Damper na VolutaAtivo

Pe e

Po

tên

cia

100

1000

0

Q




1 - 4

ara cobrir uma ampla gama de aplicações, os ventiladores são fabricados em uma variedade Pde tipos. Podem ser classificados sob três

tipos gerais: (a) Centrífugos, (b) Axiais e (c) Fluxo Misto. A Tabela 1 compara as características típicas de alguns dos tipos de ventiladores mais comuns.

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

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

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

As vantagens do ventilador Sirocco são o baixo custo, Ventilador Centrífugo com Rotor de Pás Curvadas para a rotação baixa que minimiza o tamanho do eixo e do a Frente (Sirocco) mancal, e um amplo intervalo de operação. As O ventilador centrífugo tipo sirocco movimenta-se a desvantagens são: o formato de sua curva de rotações relativamente baixas e é geralmente usado desempenho que permite a possibilidade de para produzir vazões altas com baixa pressão instabilidade por paralelismo, e uma sobrecarga do estática. motor que pode ocorrer se a pressão estática do

sistema diminuir. Além disso, não é adequado para o transporte de materiais devido à configuração de O intervalo de operação típico deste tipo de ventilador suas pás. É inerentemente mais fraco em seu aspecto é 30 a 80% da vazão em descarga livre (Fig. 2). O estrutural que os demais tipos. Portanto, os rendimento estático máximo de 60-68% geralmente ventiladores sirocco, geralmente, não atingem as ocorre ligeiramente à direita do pico da pressão altas rotações necessárias para desenvolver as estática. A curva da potência tem um aclive crescente pressões estáticas mais elevadas.e é chamada de "tipo sobrecarga".

TIPOS DE VENTILADORES

R

St

r=B

Pá Radial

- Pá Inclinada para Trás

- Pá Curvada para Frente

SB

Limit Load

R

rt

r = Componente Radialt = Componente TangencialS = Velocidade Absoluta do ArB = Velocidade do Ar em Relação ao RotorR = Velocidade Periférica Relativa do Rotor

Fig. 1 - Rotores de Ventiladores Centrífugos

R

St

B

Sirocco


Ventilador com Rotor de Pás Voltadas para Trás (Limit Um refinamento do ventilador Limit Load com pás Load)planas utiliza pás de formato de aerofólio. Isso Os ventiladores tipo Limit Load movimentam-se a melhora o rendimento estático para cerca de 86% e aproximadamente duas vezes a rotação dos reduz ligeiramente o nível de ruído. A magnitude da ventiladores Sirocco, conforme previamente indicado instabilidade também aumenta com as pás aerofólio. pelo diagrama do vetor de velocidade. O intervalo de Curvas características para ventiladores aerofólio seleção normal do ventilador Limit Load é de encontram-se representadas na Fig. 4.aproximadamente 40-85 % da vazão em descarga

livre (Ver Fig. 3). O rendimento estático máximo de Ventiladores com Rotor de Pás Radiaiscerca de 80% geralmente ocorre próximo ao limite de Os ventiladores com pás radiais (Fig. 5) são seu intervalo de operação normal. Geralmente, geralmente mais estreitos do que outros tipos de quanto maior o ventilador, mais eficiente ele se torna ventiladores centrífugos. Conseqüentemente, eles para uma determinada seleção.exigem um rotor de diâmetro maior para uma determinada capacidade. Isto aumenta o custo e é o A magnitude da instabilidade, quando ocorre, de um motivo principal de não serem usados para ventilador limit load é maior do que de um ventilador aplicações de ar condicionado. Sirocco.

O ventilador com pás radiais é bem adequado para As vantagens do ventilador Limit Load são o maior lidar com volumes de ar baixos em pressões estáticas rendimento e a curva de potência de não-sobrecarga relativamente altas e para o transporte de materiais. (carga limite). A curva de potência geralmente atinge As suas outras vantagens são a ausência de um máximo no meio do intervalo de operação normal, instabilidade e a presença de uma curva de potência portanto a sobrecarga geralmente não é problema. quase reta em uma relação linear com a vazão.Inerentemente, um projeto mais forte o torna

adequado para operação em pressão estática mais Esta relação proporcional permite que o controle de elevada.capacidade seja acionado a partir da entrada de energia no motor. As desvantagens deste tipo de As desvantagens do ventilador Limit Load incluem, ventilador são o alto custo e um rendimento inferior.primeiramente, a rotação mais alta a qual requer

tamanhos maiores de eixo e mancal e confere mais importância ao balanceamento apropriado e, em segundo lugar, uma operação instável ocorre na medida em que a pressão estática de operação se aproxima da pressão estática máxima (para vazão nula). Este ventilador também é inadequado para o transporte de materiais.

2 - 4

Curva de RendimentoEstáticoCurva de PotênciaAbsolutaCurva de PressãoEstática

Fig. 2 - Curva Característica para Ventilador Siroco

100

70

Q0 30 80

0

he,

Pe e

Po

tên

cia

Ab

solu

ta

100Q

100

80

00

40 85 100

Fig. 3 - Curva Característica para Ventilador Limit Load


he,

Pe e

Po

tên

cia

Ab

solu

ta

3 - 4

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

Ventiladores AxiaisOs ventiladores axiais dividem-se em três grupos: propeller, tuboaxial e vaneaxial.

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

Curvas características estão representadas na Fig. 7. pressão estática diferencial. O intervalo de seleção, de modo geral, é aproximadamente o mesmo que o ventilador com Os ventiladores tuboaxiais e os ventiladores voluta do tipo limit load de pás planas ou aerofólio, 50- vaneaxiais (Fig. 9) são simplesmente ventiladores 85% da vazão máxima em descarga livre. Entretanto, com um rotor axial (hélice) montados em um cilindro, uma vez que não há controle do fluxo turbulento sendo similares, entre sí, exceto pelas pás de guia através do ventilador, o rendimento estático é (endireitadores) nos ventiladores vaneaxiais. reduzido para um máximo de, aproximadamente, Estas pás de guia removem grande parte do 72% e o nível de ruído é aumentado. turbilhonamento do ar e melhoram o rendimento. Freqüentemente, o fluxo em linha reta resulta em uma Portanto, um ventilador vaneaxial é mais eficiente do economia de espaço significativa. Esta é a principal que um ventilador tuboaxial e pode atingir pressões vantagem dos ventiladores centrífugos tubulares. mais elevadas.

Pás de Guia

Rotor Centrífugo deSimples Aspiração

Bocal deAspiração

Entrada de Ar Saída de Ar

Fig. 6 - Ventilador Centrífugo Tubular

100

70

Q0 50 85

0100

Fig. 7 - Curva Característica para Ventilador Centrífugo Tubular

Curva de Rendimento EstáticoCurva de PotênciaAbsorvidaCurva de PressãoEstática

Fig. 4 - Curva Característica para Ventilador Airfoil

100

86

Q0 50 85

0100

Fig. 5 - Curva Característica para Ventilador de Pás Radias

100

70

Q0 35 80

0100

BOLETIM TÉCNICO Nº 4h

e,

Pe e

Po

tên

cia

Ab

sorv

ida

he,

Pe e

Po

tên

cia

Ab

sorv

ida

he,

Pe e

Po

tên

cia

Ab

sorv

ida

4 - 4

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

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

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

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

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

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

100

50

Q0 65

0100

Fig. 8 - Curva Característica paraVentilador Propeller

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

100

80

Q0 65 90

0100

Fig. 10 - Ventilador de Fluxo Misto


OTAM VENTILADORES INDUSTRIAIS LTDAAv. Francisco S. Bitencourt, 1501


SELEÇÃO DE VENTILADORES

m qualquer sistema de ventilação, três (g) Estimativa de vida do ventilador versus custo parâmetros básicos são exigidos para a inicial. Isto está intimamente ligado à construção e Eseleção do ventilador: vazão de ar ou classe do ventilador.

3capacidade (m /h), o potencial exigido para mover o ar pelo sistema, quer seja pressão total ou estática Há dois métodos de seleção do ventilador:(mmca) e a velocidade de descarga (m/s).

(1) Método de Seleção pela Rotação Específica - A vazão de ar é determinada pelo projetista do para selecionar o tipo de ventilador.sistema a uma temperatura específica e de acordo com a pressão barométrica na entrada do sistema. O (2) Método de Seleção do Ar Equivalente - para desempenho do ventilador é uma função da obter o tamanho do ventilador.densidade do ar na sua aspiração. Esta densidade não apenas determina a capacidade volumétrica para uma determinada massa de fluido, mas também Método de Seleção pela Rotação Específica a pressão desenvolvida pelo ventilador. Fatores que Este método é comumente usado para selecionar o afetam a densidade do ar são: pressão barométrica, tipo de ventilador, normalmente ventiladores maiores temperatura e umidade relativa. Sempre que estas com acionamento direto. A seleção da rotação do condições não forem especificadas, o fornecedor de motor que produzirá a seleção mais eficiente para o ventiladores normalmente assume o ar em condições ventilador é uma questão de simular rotações

o motoras padrão disponíveis. A partir destas padrão (ar seco a 20 C e pressão barométrica de s i m u l a ç õ e s , a s r o t a ç õ e s e s p e c í f i c a s 760mmHg).correspondentes poderão ser calculadas e, assim, usadas com as curvas de desempenho básicas para Embora um ventilador de praticamente qualquer selecionar a vazão do ventilador e o rendimento para tamanho, centrífugo ou axial, possa ser selecionado uma determinada pressão estática e densidade do ar. para uma determinada vazão e resistência do Este método geralmente não é recomendado para sistema, as reais possibilidades ficam limitadas pela ventiladores acionados por dispositivos dotados de prática da engenharia e pelas considerações variação de velocidade, tais como polia variável e econômicas:correias em V comumente usadas para a maioria dos sistemas HVAC. Ilustração deste método poderá ser (a) Espaço para o ventilador e seu mecanismo encontrada posteriormente neste boletim sob o título motriz."Selecionando o Tipo de Ventilador".

(b) Condições de Serviço, tais como transporte de Método de Seleção do Ar Equivalentemateriais, temperatura do ar, operação em paralelo, O segundo método é o "Método de Seleção do Ar intervalo de pressão, e outros fatores listados sob o Equivalente" para selecionar o tamanho do ventilador título "Tipos de Ventiladores".usando-se as leis dos ventiladores. Os mesmos resultados podem ser mais rapidamente obtidos (c) Custo inicial do ventilador versus custo de recorrendo-se às tabelas ou curvas de seleção operação do mesmo (potência do ventilador e publicados pelos fabricantes dos ventiladores, manutenção).normalmente baseadas em ar padrão.

(d) Tipo e intensidade do ruído produzido pelo Após as exigências de espaço, a aplicação do ventilador.ventilador, a vida esperada do ventilador, e outras considerações terem sido estabelecidas, a seleção (e) Efeito de redução no desempenho do ventilador do ventilador mais adequado é no ponto de provocada pelo sistema.rendimento de pico (máximo), ou ligeiramente à direita do mesmo, na curva de desempenho.(f) Mecanismo motriz do ventilador e sua

confiabilidade, particularmente correias em V versus acionamento direto.

1 - 5


2 - 5

Isto resulta em um ventilador ligeiramente menor. seleção possível de dois ou mais ventiladores Entretanto, a seleção neste intervalo propicia uma adequados. A economia é normalmente o fator operação mais estável do que em um ventilador determinante na seleção final. O custo inicial de cada sobredimensionado. De fato, os ventiladores ventilador, que inclui todos os acessórios exigidos, sobredimensionados devem ser selecionados atenuadores acústicos e isoladores de vibração, apenas onde um aumento futuro de capacidade é deve ser determinado. A estes custos de esperado, e deve-se ter um grande cuidado para não componentes deve-se adicionar o custo de selecionar um ventilador dentro do intervalo instável instalação. O custo inicial pode ser traduzido em um da curva. "custo de propriedade" anual, ao qual adiciona-se o

custo de energia anual para o funcionamento do O rendimento de pico pode ser determinado a partir ventilador e o custo de manutenção anual. O das curvas de desempenho do ventilador ou a partir ventilador cujos custos anuais de propriedade e de de tabelas de multi-seleção, observando-se qual operação forem menores será, então, a seleção ventilador atende às exigências do projeto com lógica.potência absorvida mínima. Existe apenas um tamanho de ventilador de qualquer tipo que pode A vibração e o ruído do ventilador são considerações atender essas exigências. Se as exigências de projeto importantes e são influenciadas pelo tamanho e tipo não coincidirem exatamente com os valores de de ventilador, sua rotação e seu rendimento. Em catálogo de vazão ou pressão, a interpolação linear geral, os ventiladores axiais requerem tratamento nestes valores fornecerá resultados precisos. O valor acústico tanto no lado da aspiração como da tabulado de RPM é a rotação operacional exigida. No descarga. Por outro lado, os ventiladores centrífugos entanto, o valor listado para potência absorvida normalmente necessitam de tratamento mínimo e, se deverá ser multiplicado pela razão entre a densidade for o caso, somente na descarga. Para sistemas de real e a densidade padrão, a fim de se obter a ventiladores de alta e média pressão, é aconselhável potência operacional exigida. a orientação de um especialista em acústica. Alguns

fabricantes publicam dados certificados de valores Curvas de seleção também são muito úteis para a de ruído para os seus ventiladores e estes devem ser seleção de ventiladores. A sua principal vantagem consultados quando disponíveis.refere-se à representação gráfica do desempenho para uma família de ventiladores semelhantes. Para Além dos já citados métodos manuais de seleção de uma melhor compreensão de como estas curvas são ventiladores, muitos fabricantes também tem construídas e usadas, diversas referências programas computacionais disponíveis. Eles tornam excelentes encontram-se disponíveis. a seleção mais rápida e dirigida, além de permitirem a

impressão de folhas de dados e curvas Independentemente do método utilizado para personalizadas.selecionar um ventilador, existe geralmente uma

Método da Rotação Específicamétodo da rotação específica (Ns) é freqüentemente usado como um critério para Onde N = rotação do ventilador, rpm

3Oselecionar o tipo de dispositivo de Q = vazão do ar, m /smovimentação de ar mais adequado para uma P = pressão estática, Paaplicação. É definido por:

e é normalmente avaliado no ponto de rendimento máximo.

SELECIONANDO O TIPO DE VENTILADOR

N = 2.877 x N x Q

Ps

0,75

0,5


3 - 5

Em uma família geometricamente semelhante de Estas variações são típicas e não se aplicam, sopradores ou ventiladores, a rotação específica é a necessariamente, aos produtos de qualquer velocidade de rotação daquele membro que fabricante em particular. Sopradores tangenciais e produzirá uma pressão estática de 248 Pa com uma ventiladores de fluxo misto não foram incluídos no

3vazão de 0,000472 m /s. Esta interpretação física não gráfico, porque estes dispositivos são selecionados é em si muito significativa ou importante. principalmente com base no padrão de fluxo e não no

rendimento.A utilidade da rotação específica como um critério de seleção reside no fato de que, para dispositivos de Uma vez que a pressão estática e a vazão em uma movimentação do ar geometricamente semelhantes, aplicação são mais ou menos fixas, a rotação o valor da expressão acima é o mesmo nos mesmos específica pode ser variada somente se a rotação pontos de seleção, independentemente do tamanho puder ser variada. O critério de rotação específica é, ou rotação. Quando calculada no ponto de portanto, mais definitivo em aplicações de rendimento máximo, por exemplo, a rotação acionamento direto, onde a rotação é fixada pela específica depende apenas do tipo de dispositivo de velocidade do motor. Se a rotação puder ser variada, movimentação do ar. então há uma gama maior de escolha ao selecionar o

tipo de ventilador ou soprador. Gráfico de Rotação EspecíficaOs intervalos de rotação específica com rendimento ótimo, para vários tipos de dispositivos de movimentação do ar, encontram-se demonstrados na Fig. 1.

Fig. 1- Gráfico de Rotação Específica

10 15 20 30 40 50 60 70 80 90 100 150 200 300 400

Radial (PARA VENTILADORES EM PARALELO MULTIPLICAR POR 1,4)

CENTRIFUGO

Ns x 1000

AXIAL

Intervalos Aproximados de RotaçãoEspecífica para Vários Dispositivos

de Movimentação de Ar.

Sirocco

Limit Load

Vaneaxial

Tuboaxial

Propeller


Exemplo menos que uma unidade duplex fosse usada).(b) Se o dispositivo puder ser acionado por

Um dispositivo de movimentação do ar deve entregar correias, então, com redução de rotação apropriada, 31,51 m /s a uma pressão estática de 248 Pa quando um único ventilador de pás curvadas para a frente

acionado por um motor de 6 pólos (1140 rpm) . Que poderia ser usado. Uma redução de rotação de 2 para tipo de dispositivo é adequado para esta aplicação? 1 colocaria a aplicação bem dentro do intervalo do

ventilador Sirocco, e a exigência de potência Referindo-se ao gráfico de Rotação Específica, novamente seria de aproximadamente 0,75 kW.

(a) Se acionamento direto for exigido, então um A rotação específica é principalmente útil para soprador centrífugo de pás voltadas para trás (tipo selecionar o melhor tipo de ventilador ou soprador. Limit Load) ou um ventilador vaneaxial seriam mais Uma vez que o tipo tiver sido determinado, outros eficientes, e a exigência de potência seria de métodos de seleção devem ser usados para aproximadamente 0,75 kW. (Um ventilador de pás encontrar o soprador ou ventilador em particular mais curvadas para a frente Sirocco poderá operar em adequado para a aplicação.Ns = 64.490 mas ele não seria muito eficiente a

4 - 5


ertas informações essenciais são exigidas para que um fornecedor de (d) Densidade do Gás de TrabalhoCventiladores possa ofertar o equipamento Densidade de ar/gás que entra na aspiração do

que melhor atenda a aplicação para a qual será ventilador em massa por unidade de volume.destinado. Unidade: quilograma por metro cúbico (kg/m³)

(E)Altitude do Local de Instalação do Ventilador Além disso, informações posteriores, embora Unidade: metros (m)não essenciais, podem evitar que uma máquina

inadequada seja fornecida ou, ainda, assegurar (f) Natureza do Gásque a melhor seleção dentre um número de Composição (se não for ar).alternativas seja feita. É claramente de interesse Temperatura à qual (a), (b), (c) se aplicam.do usuário de ventiladores que sejam fornecidas Unidade: graus Celcius (ºC)todas as informações estabelecidas abaixo.Se o gás é tóxico, explosivo, corrosivo ou possui sólidos arrastados.Informações Essenciais:

(g) Ruído(a) Vazão do Ar O nível de ruído máximo que se pode tolerar do O volume real de ar/gás por unidade de tempo ventilador. Preferivelmente, este deveria ser o que entra na aspiração do ventilador. nível de potência sonora dentro do duto, em cada Unidades: litros por segundo (l/s)banda de oitava. Com freqüência, o nível de metros cúbicos por segundo (m³/s)potência sonora irradiado da voluta do metros cúbicos por hora (m³/h) ventilador é uma consideração importante, mas infelizmente muito poucos dados sobre isto são (b) Pressão disponíveis.Pressão de trabalho do ventilador

-12Unidade: (dB re 10 Watts)Unidades: Pascais (Pa)mmca (milímetros de coluna d´água)

(h) Tipo de Ventilador e Disposição(c) Velocidade de Descarga Detalhes das posições de aspiração e de Velocidade de descarga do ventilador. descarga, tipo de arranjo desejado, tamanho dos Unidade: metros por segundo (m/s) dutos de entrada e de saída aos quais o

REQUISITOS DE UMA CONSULTA DE VENTILADORES

5 - 5


(i)Acionamento (a) Breves detalhes da aplicação do ventilador. Detalhes do tipo de acionamento no ventilador, Exemplos: tiragem induzida, exaustão de se é de eixo horizontal ou vertical, detalhes do pintura com pistola.suprimento elétrico, etc. Se uma base de isolamento de vibração é exigida. Vida e tipo dos (b) No caso de um ventilador ter que lidar com rolamentos. Tipo dos Mancais. gases quentes, é necessário que se informe as Supõe-se, a menos que haja alguma disposição condições ambientais às quais os mancais serão em contrário, que os detalhes acima são as reais submetidos.condições sob as quais o ventilador operará, isto é, que todas as correções para densidade, (c) Se o ventilador ou acionamento deve ser temperatura, etc, foram executadas pelo resistente a intempéries.usuário. Se houver dúvida sobre quaisquer exigências, o projetista/usuário Deverá notificar (d) Deve ser dada tolerância para futuro o fabricante de ventiladores. aumento de rotação?

Informações Adicionais (e) Se a aplicação do ventilador é extra pesada Informações adicionais podem incluir: no acionamento, necessitando de fatores

adicionais de segurança no projeto?



5 - 6


R

M

B

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PROJETO DO ROTOR PROJETO DA CARCAÇATIPO

Tabela 1 - Tipos de Ventiladores

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

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

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

- Curva de pressão mais plana e rendimento menor do que os ventiladores aerofólio, curvados para trás e inclinados para trás.- Não selecionar o ventilador na declividade da curva de pressãono extremo esquerdo (cela) em relação a pressão estática de pico.- A potência aumenta continuamente até a descarga livre. Aseleção do motor deve levar isso em consideração.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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CARACTERÍSTICAS DE DESEMPENHO APLICAÇÕES

Tabela 1 - Tipos de Ventiladores

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

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

CURVAS DE DESEMPENHO*

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

em sistemas genéricos de

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

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

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

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EFEITOS DO SISTEMA NA ASPIRAÇÃO DO VENTILADOR

desempenho de ventiladores registrado em Redemoinho ou Vorticidadecatálogos baseia-se em testes de laboratório Redemoinho na aspiração, ou vorticidade, é uma Orealizados em condições ideais que quase causa freqüente de redução no desempenho do

nunca ocorrem na aspiração do ventilador. Este ventilador. Se o giro for imposto na direção da rotação desvio do ideal produz perdas de pressão que do rotor, uma situação correspondente ao uso de pás reduzem, com freqüência seriamente, os valores de de guia (vanes) surge: a vazão do ventilador, a desempenho catalogados. pressão e a potência são menores do que o

esperado. Se o giro do ar for contrário à rotação do Há três causas básicas ou várias combinações das rotor, a vazão e a pressão estática serão maiores do três para as perdas de aspiração do ventilador: que o esperado e o potência absorvida também será

maior. Em ambos os casos, o redemoinho sempre (a) Vazão não uniforme para dentro da aspiração reduz o rendimento. Estas condições são do ventilador; prontamente superadas instalando-se veios ou um (b) Redemoinho ou vorticidade; separador na aspiração do ventilador, conforme (c) Bloqueio de fluxo ou restrições na aspiração. graficamente representado na Fig. 2.

Devido à variedade infinita das condições de aspiração, em cada instalação de ventilador, é difícil determinar valores de perda específica para as três causas básicas de perdas de aspiração do ventilador. Entretanto, algumas orientações gerais serão úteis para reduzí-las. Enquanto péssimas condições de aspiração afetam adversamente o desempenho dos ventiladores axiais, os ventiladores centrífugos estão extremamente suscetíveis a estas condições. Por este motivo, muitas das discussões sobre as condições de aspiração referem-se somente aos ventiladores centrífugos.

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

1 - 7


Fig. 1 Fluxo não uniforme para dentroda aspiração de um ventilador induzidopor uma curva de 90º - sem veios.

2 - 7


(a) A inércia do ar tende a concentrá-lona parte inferior, estabelecendo o redemoinho

Plenum

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

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

Curva de Resistência do Sistema

Ponto de Projeto (sem giro)

Ponto de Operação (giro contrário)

Potência para Giro Contrário

Potência sem Giror

Potência para Giro a Favor

Giro a Favor

Ponto de Operação(giro a favor)

Sem Giro

Giro Contrário

Veios

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

Separador

(e) Um separador resolve o desequilíbrioque é causado por aspirações desiguais

Plenum

Separador

Fig. 2 Redemoinho na aspiração do ventilador

3 - 7


Bloqueio de Fluxo ou Restrições na Aspiração um aumento correspondente da potência de Restrições ou bloqueios na aspiração do ventilador aproximadamente 12%.podem ser encontrados devido às condições de instalação de campo. Nestes casos, uma perda na pressão estática será imposta. Isto exigirá um aumento na rotação do ventilador, com um aumento correspondente na potência absorvida, para corrigir a situação.

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

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

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

Fig. 4 - Efeito do Espaço no Desempenho

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Aspiração Livre

A = 50% do diâmetro do rotor

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Aspiração em forma de Bocal

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Através da Parede

Duto de AspiraçãoFlangeado

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

Fig. 3 - Perdas num Duto Reto de Aspiração



A = 30% do diâmetro do rotor

Parede

4 - 7


Vent i l adores de s imp les asp i ração são freqüentemente testados, com objetivo de avaliação de desempenho, num arranjo sem mancal na aspiração; conseqüentemente, o desempenho destes ventiladores com um mancal na aspiração será ligeiramente menor do que o valor catalogado. A redução do desempenho será proporcionalmente maior para ventiladores menores do que para ventiladores maiores devido à área de bloqueio relativamente maior. A redução será maior para ventiladores de pressão mais alta do que para ventiladores de baixa pressão devido ao mancal e seu suporte serem maiores.

Ventiladores de dupla aspiração são freqüentemente avaliados usando-se uma extensão no eixo motriz. Além do bloqueio da transmissão e das correias, Isto elimina o efeito de bloqueio das correias e da potência adicional é necessária ao utilizar-se mancais polia movida. O desempenho catalogado é e graxa para serviço pesado (heavy duty). Perdas nas ligeiramente reduzido pela transmissão normal por correias são uma função da tensão, da quantidade e correias. Esta redução é maior em ventiladores de do tipo de correias. Perdas típicas de transmissão por pressão maior devido às polias e correias serem mais correias representam 2 a 6%, e podem ser largas. O comentário feito a respeito dos efeitos do significativamente maiores com ventiladores suporte de mancal para os ventiladores de simples menores em velocidades lentas. Ao selecionar um aspiração também se aplica a este caso. Estes motor em ou próximo a sua capacidade nominal, isto efeitos são geralmente inferiores a 4% na rotação ou

deve ser levado em consideração.vazão e 12% na potência.

Diâmetro do Rotor do Ventilador (polegadas)

15

10

5

Fig. 5 - Restrição das Pás de Guia na Aspiração

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EFEITOS DO SISTEMA NA DESCARGA DO VENTILADOR

ondições de descarga do ventilador não por completo a área de descarga.a l te ram as carac te r ís t icas de seu Quando o desempenho dos ventiladores é testado, Cdesempenho da mesma forma que ocorre eles apresentam tipicamente muitos diâmetros

com turbulências na aspiração. As condições de equivalentes de comprimento de duto, de área descarga do ventilador podem ser responsáveis por constante, anexos à descarga, incluindo um perdas do sistema que, com freqüência, são endireitador de fluxo. Conseqüentemente, há uma mensuráveis. Basicamente, estas perdas são o grande distância para que o fluxo se redistribua e a resultado de um ou ambos dos seguintes fatores. espiral desaparecerá, parcialmente por sua própria

natureza e parcialmente devido ao endireitador. Redução na Recuperação da Pressão Estática Como resultado, na estação de medição, o fluxo será O ar que sai de um rotor de ventilador do tipo muito uniforme, exibindo um perfil típico de centrífugo é liberado com um componente de velocidade de regime turbulento. Parte da energia velocidade radial, o que resulta em vórtices de dinâmica é convertida em pressão estática, e assim o descarga de ar. Além disso, a velocidade de fabricante de ventiladores tabula os dados de descarga do ventilador não é uniforme através da desempenho do ventilador, derivados destas área de descarga, atingindo seu valor máximo pela condições de descarga ideais.concentração de ar no raio externo da voluta. O fluxo de ar resultante da descarga do ventilador é, portanto, Infelizmente, estas condições de saída quase nunca de natureza espiral e não-uniforme, e não preenche são obtidas na prática.

5 - 7


Ou o projeto do sistema deveria tentar usar um duto Recomenda-se que a perda de descarga e num reto de 3 a 5 diâmetros equivalentes de comprimento plenum seja obtida do fabricante do ventilador, pois a à jusante do ventilador e, através disso, obter uma magnitude desta perda varia com o tipo de ventilador. recuperação estática ou, então, se isto não for A seguinte tabela mostra um aumento aproximado possível, fornecer potência adicional para compensar em RPM e potência absorvida dos ventiladores para as perdas dinâmicas. os valores catalogados quando não há duto de

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

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

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

Curvas nos DutosAs curvas nos dutos, imediatamente na saída de descarga do ventilador, criam uma queda de pressão estática maior do que o esperado devido à turbulência e ao perfil de velocidade existente na descarga.

Quando uma curva tiver que ser usada na descarga do ventilador, não se recomenda que seja de raio pequeno e anexada diretamente à descarga do ventilador. Preferivelmente, uma curva de raio médio deve ser usada (raio médio mínimo 1,5 x diâmetro do duto equivalente) ou um duto reto com comprimento de um diâmetro equivalente seguido por um curva quadrada com veios, resultarão numa perda menor, mas somente se a velocidade de descarga nominal do ventilador for menor que 10 m/s para minimizar problemas de geração de ruído.

Pobre

15ºmax.

Correto

15ºmax.

Fig. 6 - Transição na Descarga de VentiladoresCentrífugos

Tipo de Ventilador

Sirocco

Limit Load

Aerofólio

Aumento % em RPM

6

4

3

% mínimo Pot ABS

20

13

9

Presumindo-se que uma curva de raio médio de Para a posição A, a porção de alta velocidade do fluxo seção transversal retangular é ajustada à descarga da ar fica no mesmo lado da voluta e da curva. Isto do ventilador, ela pode conduzir o ar em qualquer resultará na menor perda das quatro posições. uma das quatro direções. Deveria ser usada sempre que possível. Se a velocidade de descarga do ventilador fosse Assume-se uma perda igual a 0,5 vezes a pressão uniforme, poderíamos calcular rapidamente a perda dinâmica correspondente à velocidade de descarga na curva, e qualquer direção para a qual a girássemos nominal, tanto para os ventiladores de simples seria irrelevante. quanto para os dupla aspiração.Com uma velocidade de descarga não-uniforme e em forma espiral, não podemos aplicar qualquer dos Para a posição B, a segunda posição de menor perda fatores de fricção para dutos e curvas normais que se para um ventilador de simples aspiração, a encontram no Manual ASHRAE ou outras referências. velocidade alta saindo da voluta continua pelo lado Isso se aplica somente quando o fluxo for uniforme de fora da curva. através do duto, sem qualquer espiral. Se o fluxo Assume-se uma perda igual a 0,6 vezes a pressão fosse uniforme, tal curva teria uma perda de pressão dinâmica correspondente à velocidade de descarga de 0,25 x velocidade de descarga do ventilador. nominal para os ventiladores de simples aspiração e

0,75 vezes a pressão dinâmica correspondente à O fluxo numa curva localizada na descarga de um velocidade de descarga nominal para os ventiladores ventilador difere em cada uma das quatro posições, de dupla aspiração. tanto para ventiladores de simples como de dupla A perda dos ventiladores de dupla aspiração é maior aspiração. (Fig. 7 mostra uma ilustração das quatro porque a velocidade máxima de descarga do posições). ventilador fica no centro e deve ser desviada no lado

de fora da curva. Energia deve ser gasta para desviar o fluxo e, consequentemente, uma perda adicional é introduzida.

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

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

6 - 7


Fig. 7 - Padrões de Fluxo em Curvas de Descarga

Simples e DuplaAspiraçãoPosição C

SimplesAspiração

Dupla AspiraçãoPosição D

Dupla AspiraçãoPosição B

SimplesAspiração

Simples e DuplaAspiraçãoPosição A

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

Fig. 8 Construção Apropriada de uma conexãobifurcada numa unidade de dois ventiladores

30ºmax.

1¹/² dia

7 - 7




VIDA DOS ROLAMENTOS DOS VENTILADORES

Vida do Rolamento Valor do Fator de Ajuste de Vidavida de um rolamento é definida como o número de horas de operação numa A determinada rotação constante (ou número

de revoluções) à qual o rolamento é capaz de resistir, antes que o primeiro sinal de fadiga (escamação, fissuras, etc.) ocorra numa de suas pistas ou elementos de rolamento.

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

Ocasionalmente, o termo "vida média" ou L é 50

Uma definição mais clara do termo "vida" é, usado. Este é o número de horas que 50% de um portanto, essencial para o cálculo do tamanho do grupo de rolamentos idênticos e com carga idêntica rolamento. Todas as informações apresentadas deverá sobreviver.aqui sobre taxa de carga dinâmica baseiam-se na É calculada, multiplicando-se a vida L por 4. Por 10

vida que espera-se que 90% de um grupo bastante exemplo, um rolamento com uma L de 60.000 10

grande de rolamentos, aparentemente idênticos, horas possui uma vida L de 240.000 horas. 50

venha a atingir ou exceder. Isto é chamado de vida A seleção da polia movida é muito importante para nominal básica, L (ou vida nominal) e concorda 10 assegurar que a vida L não seja abreviada.10

com a definição ISO.

Cálculo da Vida do RolamentoEquação de Vida do Rolamento O método mais simples de cálculo da vida é a (1) Velocidade angular, w = 2p n rad/sequação ISO para vida nominal básica. Para 60rolamentos operando em uma rotação constante, é mais conveniente lidar com uma vida nominal

(2) Torque Máximo, cv = P Nmbásica expressa em horas de operação, como

Wsegue:

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

(4) Carga Dinâmica de Partida da Polia,S = T x 2 NOnde: n = velocidade de rotação, rpm

(5) Horas de Operação, C = índice de carga dinâmica básica, NS = carga dinâmica equivalente do

onde:rolamento, Nn = velocidade de rotação, rpmp = expoente de vida, onde:P = potência instalada, Wp = 3 para rolamento de esferaD = diâmetro da polia, mmp = 10/3 para rolamento de rolosS = carga máxima do rolamento, N

Fator de Ajuste de VidaO fator para confiabilidade é usado para determinar outras vidas, que não a nominal básica, L isto é, 10,

vidas que são atingidas ou excedidas com uma probabilidade maior que 90%. Queira consultar a tabela abaixo para fator de ajuste.

1 - 2

L10h= 16.667 x ( CS (n

phoras

Grau de vida

L10

L5

L4

L3

L2

L1

Confiabilidade %

909596979899

Fator de Ajuste

10,620,530,440,330,21


L10h= 16.667 x ( CS (n

phoras

2 - 2

Exemplo

Dadas as seguintes especificações, determine a vida do rolamento.Tipo de ventilador =RSD 800 arr.3 CL.IPotência instalada, P = 30kWRotação, n = 700 rpmDiâmetro da polia movida, D = 450 mmTipo de rolamento, = GRAE 55Carga máxima do rolamento, C = 52.700 N

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

60 60

(2) Torque Máximo, cv = P = 30.000 = 409,3 Nm w 73,3

(3) Carga Dinâmica da polia, T = cv 1.000 = 409,3 x 1.000 = 1819 N (D/2) (450/2)

(4) Carga Dinâmica de Partida da Polia, S = T x 2 = 1.819 x 2 = 3.638 N

(5) Horas de Operação, 3L =16.667 x C ³ = 16.667 x 52.700 =72.378 horas10h

n S 700 3.638

(




( ((

CARACTERÍSTICAS DOS SISTEMAS DE VENTILAÇÃO E DOS VENTILADORES

Sistemas de Ventilação simplesmente a pressão hidrostática apresentada m sistema de ventilação consiste de um pelo líquido. Esta pressão hidrostática será ventilador (ou vários ventiladores) e vários proporcional à profundidade do reservatório e ao Uelementos através dos quais o fluxo de ar peso específico do líquido (portanto, será bastante

pode passar. Esses elementos podem ser dutos, elevada para o ferro em fusão). No entanto, a pressão curvas, transições de expansão ou convergentes, hidrostática obviamente não dependerá do volume serpentinas de aquecimento e resfriamento, telas e de ar forçado pelo líquido. (O volume de ar dependerá grelhas, dampers, venezianas, bocais, filtros de somente da quantidade de ar disponibilizada pelo mangas e outros filtros ou reservatórios de líquidos. ventilador.) Nenhum ar pode borbulhar se a pressão Cada componente oferecerá alguma resistência ao máxima produzida pelo ventilador for menor do que fluxo, e o ventilador deve desenvolver pressão essa pressão hidrostática. Isso encontra-se ilustrado estática suficiente para superar estas resistências. O na Fig. 1. Observe que a característica do sistema é total destas resistências é chamado de resistência do uma linha horizontal reta. No entanto, se a pressão sistema ou perda de carga/pressão. A pressão produzida pelo ventilador for adequada, as bolhas estática produzida pelo ventilador tem que ser igual à fluirão. Deste ponto em diante, nenhuma pressão perda de carga. extra (apenas mais capacidade do ventilador) é

necessária para forçar mais ar pelo líquido. A Fig. 2 Um sistema de ventilação também terá uma curva apresenta a característica do ventilador e a característica de perda de pressão versus vazão. Isso característica do sistema para este caso. mostrará as pressões estáticas diferentes que serão necessárias para forçar determinados volumes de ar através deste sistema específico. Esta curva é chamada de curva característica do sistema.

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

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

Fluxo de Ar através de um Reservatório de Líquido EstacionárioNormalmente, a resistência do sistema (i.e., a pressão estática necessária) deverá aumentar com a velocidade e, portanto, com o volume de ar atravessando o sistema. Uma exceção é um reservatório de líquido estacionário através do qual o ar ou um gás é forçado em bolhas, como acontece na ventilação de esgotos ou de ferro em fusão. Aqui a res is tênc ia do s is tema se rá cons tan te , independentemente do volume de ar, porque é

1 - 3


Fig. 2 Característica do ventilador e característica do sistema para reservatório de bolhas

com ponto de intersecção. Bolhas de gás poderão passar pelo líquido

Característica do Ventilador

Q

Característica do SistemaPe = K

Pe

K

Ponto de Operação

Fig. 1 Característica do ventilador e característica do sistema para um reservatório de bolhas

sem qualquer ponto de intersecção. Nenhuma bolha pode passar pelo líquido


Q

Característica do SistemaPe = K

Pe

K

2 - 3


Repetindo, a característica do sistema é uma linha Esta é uma linha reta inclinada através da origem, reta horizontal, indicando que a pressão estática conforme mostra a Fig. 3. A constante K determina o necessária para forçar bolhas pelo líquido é declive da linha reta: K = tana. À medida que os filtros constante, independentemente da velocidade do ar, ficam tapados pelo pó, a eficiência do filtro melhora, e

3desde 0 m /s ao ponto de operação e além dele. A a resistência do sistema e o ângulo a aumentam, fórmula para esta característica de sistema é: porém, a característica do sistema continua sendo

uma linha reta. 0Pe = K (Q) = K

A constante K determina a altura da linha horizontal acima da linha de vazão de ar.

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

Fluxo através de Filtros de MangaA área total das mangas, numa câmara de filtragem, é grande a fim de manter a resistência ao fluxo de ar baixa, mesmo quando os filtros começam a ser bloqueados pelo pó. Como resultado da área grande, a velocidade do ar passando pelo tecido é muito baixa, aproximadamente 0,015 a 0,020 m/s, e o Fluxo através de um Silo de GrãosNúmero de Reynolds (Re) é pequeno. Para ar padrão, Vários grãos, tais como milho, arroz, soja, cevada e podemos calcular o número Reynolds a partir da trigo devem ser secados após a colheita para evitar seguinte equação: que o grão estrague. Com esse objetivo, eles são

Re = rVD armazenados em silos cilíndricos para grãos, que podem ter de 4 a 25 m de altura. Ventiladores axiais ou mventiladores centrífugos são usados para forçar ar Onde: r = densidade do gás, em kg/m³aquecido para dentro do silo.V = velocidade média do ar, m/s

D = diâmetro do duto, mA pressão estática necessária para superar a m = viscosidade do ar, Ns/m²resistência do sistema depende da altura do silo e do tipo de grão. Pode variar de 750-5000 Pa. Para Para o ar padrão, r = 1,22 kg/m² e

-5 pressões menores, os ventiladores axiais podem ser m = 1,82 x 10 Ns/m² usados; porém, para pressões mais altas, são necessários ventiladores centrífugos. No entanto, Para diâmetro de duto de 1 pé = 0,305 mqualquer que seja a pressão estática, a velocidade do ar que passa pelo grão fica em torno de 0,1 m/s, Re = (1,22)(0,015)(0,305)

-5 aproximadamente seis vezes o valor de 0,015 a 0,020 1,82x10m/s que passa pelos filtros de manga já analisados.Re = 307

O valor do Número de Reynolds correspondente, Isso está bem abaixo do valor 2000 onde o fluxo então, é de aproximadamente 2100, o início de um turbulento pode iniciar. Isto significa que o fluxo pelos fluxo ligeiramente turbulento, e a fórmula para a filtros de mangas é laminar. A característica do característica do sistema ésistema para fluxo laminar pode ser calculada a partir

da fórmula.1,5Pe = K(Q) Pe = K x Q

Fig. 3 Característica do ventilador e característica do sistema para fluxo laminar, tal como

ar passando pelas mangas de filtragem

Q

Característica do SistemaPe = K x Q

Ponto de Operação


Pe

a

3 - 3

Esta é uma curva através da origem, como mostra a Fig. 4. A constante K determina o declive da curva. A fórmula para a característica de sistema agora é Para silos mais altos e para uma maior compactação dos grãos (tal como trigo), a curva fica mais íngreme. Pe= K(Q)²

Esta é uma parábola pela origem, como mostra a Fig. 5. Se um ponto da característica do sistema for conhecido, os outros pontos podem ser calculados e a parábola pode ser plotada.

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

É interessante observar que a equação básica da perda por atrito, para um duto redondo e reto com Por exemplo, um ventilador axial de 710 mm distribuiu diâmetro constante e paredes lisas:4,0 m³/s contra uma pressão estática de 600 Pa. O

duto de 715 mm de diâmetro interno possui uma área f = 0,0195 L Pde 0,4015m²; conseqüentemente, a velocidade do ar

Dserá de V = 4,0/0,4015 = 9,96 m/s e a pressão 2dinâmica será Pd = (9,96/1,3) = 59 Pa. Suponhamos

é proporcional a (Q)², indicando a mesma coisa que que o nosso sistema consista deste duto de 715 mm para um sistema de ventilação.de diâmetro interno mais algum outro equipamento,

resultando em uma pressão de resistência total de A Tabela 1 resume os quatro tipos diferentes de 600 Pa. Nosso valor de Reynolds será de Re = sistemas de ventilação.477370. Uma vez que este valor de Reynolds está

muito acima de 2000, este é um fluxo definitivamente turbulento, o que é normal em sistemas de ventilação.


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

Q

Característica do SistemaPe = K x Q

Ponto de Operação


Pe

Q

Ponto de Operação

Característica do SistemaPe = K x Q²


Pe

Fig. 5 Característica do ventilador e característica do sistema para fluxo turbulento,

prevalecendo em sistemas de ventilação

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

Tipo de Sistema

Resevatório borbulhanteFiltro de MangasSilo para GrãosSistema de Ventilação

Tipo deFluxo

-Laminar Ligeiramente turbulentoTurbulento

Número de Reynolds

3072100477000

Fórmula para acaracterística do sistema

Pe = K (Q)Pe = K (Q)Pe = K (Q)Pe = K (Q)

0

1,5

2

1,5

d

Velocidadedo ar (m/s)

0,0150,1009,960

DESBALANCEAMENTO RESIDUALPERMISSÍVEL

1 - 3

m rotor desbalanceado pode causar Excentricidade significa não ter o mesmo centro ou vibrações e tensões no próprio rotor e em sua eixo de rotação.Uestrutura de suporte. Torna-se, portanto,

necessário que se balanceie o rotor para obter uma Por exemplo, considere um disco com raio, R (mm) e ou mais das seguintes condições: massa m (kg) deslocada devido a um excesso de

massa me (g), em um ponto em particular. Quando o (a) Aumentar a vida do rolamento disco está em movimento de rotação, uma força (b) Minimizar a vibração centrífuga, F, age sobre me e é transmitida para o eixo. (c) Minimizar ruídos Isso resulta no deslocamento do eixo de sua posição (d) Minimizar tensões de operação de repouso, sua extremidade descrevendo um (e) Minimizar fadiga e aborrecimento dos cír cu lo , pequeno, ao redor de sua posição normal.

operadores Este deslocamento é chamado de excentricidade. (f) Minimizar perdas de potência Vide Fig. 1.(g) Aumentar a qualidade do produto(h) Satisfazer os consumidores

Esta excentricidade, e (mm), está ligada ao valor do O desbalanceamento de apenas um componente desbalanceamento me (gramas) para um rotor de raio girante de um conjunto pode fazer com que todo o R (mm) e massa m (kg) através da fórmula abaixo. O conjunto vibre. Esta vibração induzida, por sua vez, valor de "e" também expressa a tolerância de pode causar desgaste excessivo nos rolamentos, balanceamento ou a excentricidade residual. Vide buchas, eixos, engrenagens, etc., reduzindo Fig. 2.substancialmente sua vida útil.

e = me . RAs vibrações exercem tensões alternantes altamente Mindesejáveis nos suportes e elementos estruturais e podem terminar causando seu colapso total. O Desbalanceamento Residual Permissível ou Tolerância desempenho diminui por causa da absorção de de Balanceamento, Equação eT

energia pela estrutura de suporte. Este método está de acordo com a norma ISO 1940/1-1986. Uma vez que não é possível haver um

As vibrações podem ser transmitidas pelo solo até às balanceamento de 100%, torna-se necessária uma máquinas adjacentes e prejudicar seriamente sua tolerância para balancear. Referindo-nos à Fig. 3, precisão ou funcionamento adequado. estamos seguindo a recomendação ISO e usando

um grau de qualidade de balanceamento de G6.3 Objetivo da Balanceadora (amplitude de velocidade de vibração = 6,3 mm/s) Uma balanceadora, ou máquina de balancear, é para balancear os rotores.necessária para detectar, localizar e medir o desbalanceamento. Os dados fornecidos pela Usando a recomendação ISO G4.0 para valor de balanceadora permitem a mudança da distribuição balanceamento, G em mm/s está ligado ao de massa de um rotor, e essa mudança, quando feita desbalanceamento residual máximo, e em mm e T

de forma correta, irá equilibrar o rotor. para a velocidade de rotação, n em rpm pela fórmula:

O balanceamento é detectado pela observação da ausência de desbalanceamento, nunca pelo balanceamento em si. e = 10 x GT

(N/1.000)DefiniçõesDesbalanceamento é a distribuição desigual da massa nos corpos girantes (rotor, eixo, polia, etc.).


2 - 3


Exemplo

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

Rotação, n = 800rpmMassa da polia, m = 8,1 kgRaio da polia, R = 152mmGrau de balanceamento, G = 4 ( s i g n i f i c a

velocidade de vibração = 4mm/s para a polia).

Cálculo do Desbalanceamento Residual Permissível ou Tolerância de Balanceamento

e = 10 x G = 10 x 4 = 50mmT

(n/1.0 00) 800/1.000

Cálculo do Valor Máximo de Desbalanceamento Residual, p

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

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

Ro

taçã

o

Eixo

F

Fig. 1

me

Fig. 2

F

E

Posição de Repouso

3 - 3


G 16

r/min

r/s

100 000

50 000

20 000

10 000

5 000

2 000

1 000

500

200

100

50

20

10

5

2

1

0,5

0,2

0,1

30 50 100 200 500 1000 2000 5000 10 000 50 000 100 000

0,5 1 2 5 10 20 50 100 200 500 1000 2000

G 630

G 250

G 100

G 40

G 6,3

G 2,5

G 1

G 0,4

Velocidade de Rotação Máxima de Serviço

Desb

ala

ncea

men

to R

esi

du

al P

erm

issí

vel p

or

Un

ida

de d

e M

ass

a d

o R

oto

r, U

=

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g.m

m/K

g(D

esl

oca

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to R

esi

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erm

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o C

en

tro

de M

ass

a, e , e

m m

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metr

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pa

ra b

ala

ncea

men

to e

m u

m p

lan

o d

e c

orr

eçã

o)

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

Fig. 3 Valor de Desbalanceamento Máximo ResidualPermissível correspondente aos diversos Graus

de Qualidade de Balanceamento



per/

m

per

per

per

CÁLCULO DA POTÊNCIA SONORADO VENTILADOR

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

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

O ruído do ventilador pode ser classificado em termos do nível de potência sonora específica, que é definida como o nível de potência sonora gerada por um ventilador operando a uma capacidade de 1 m³/s (ou 1 cfm) e uma pressão de 1 Pa (ou 1" de água). Reduzindo-se todos os dados de ruído do ventilador para esse denominador comum, o nível de potência Os níveis de potência sonora específicos e os sonora específico serve como base para incrementos de freqüência da pá encontram-se comparação direta dos níveis de banda de oitava de listados na Tabela 2. Para uma descrição mais vários ventiladores, e como base para um método completa dos tipos de ventiladores, construção e convencional de calcular os níveis de ruído de aplicações, veja os Boletins Técnicos nº 4 e 12.ventiladores em condições de operação reais.

Freqüência da Passagem das Pás (B ) f

Estudos recentes mostram que, baseado no nível de potência sonora específica, os ventiladores menores são um pouco mais barulhentos do que os maiores. Embora qualquer divisão desse tipo seja necessariamente arbitrária, as divisões de tamanho indicadas são práticas para se estimar o ruído do ventilador. Os ventiladores geram um tom na freqüência de passagem da pá, e a força desse tom depende, em parte, do tipo de ventilador. Para registrar esta freqüência de passagem da pá, deve-se fazer um incremento na banda de oitava em que recai a freqüência da pá. O número de decibéis a ser acrescentado a esta banda é chamado de incremento de freqüência de pá (BFI). A freqüência da pá (B ) é:f

B = (rpm x Nº. de pás)/60f

O número de pás e a rotação do ventilador podem ser obtidas no catálogo de seleção de ventiladores. Se este catálogo não estiver disponível, a Tabela 1 pode ser usada.

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

1 - 3


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

Tipo de Ventilador

Centrífugo- Aerofólio, curvado para trásou inclinado para trás- Curvado para frente- Pá radial, sopradorVaneaxialTuboaxialPropeller

Banda de Oitava em que BFI ocorre

250 HZ

500 HZ125 HZ125 HZ63 HZ63 HZ

2 - 3


Onde:L = nível de potência sonora estimado w

do ventilador (dB re 1 pW)K = nível de potência sonora específico w

(ver tabela 2)Q = vazão de ar, m³/s (cfm)Q1= 0,000472, quando a vazão estiver

em m³/s (1 para cfm)P = pressão total em Pascal (ou

polegada H O)P1= 249, quando a pressão for em

Pascal (1 polegada H O)C = fator de correção em dB, para o

ponto de operação do ventilador.

Os valores do nível de potência sonora estimado são Este fator de correção deverá ser aplicado a todas as calculados para todas as oito bandas e o BFI é bandas de oitava.acrescentado à banda de oitava na qual a freqüência de passagem da pá cair. Previsão de Potência Sonora do Ventilador (L ) w

Os níveis de potência sonora nas condições de Exemplo:operação reais poderão ser estimados usando-se a

vazão e a pressão total do ventilador, conforme Um ventilador Sirocco RSD 500 foi selecionado para segue:suprir 4,15 m³/s a 750 Pa. Ele possui 41 pás e opera a 904 rpm, com rendimento estático de 56%. Qual é o nível sonoro estimado?L = K + 10log(Q/Q ) + 20 log (P/P ) + Cw w 1 1

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

Vários Tipos de Ventiladores

Tipo de Ventilador

CentrífugoAerofólio, curvado para trásinclinado para trásCurvado para frentePá radialSoprador

Vanexial

Tuboaxial

Propeller

Freqüência Central das Banda de Oitava, HZ

Tamanho do Rotor

> 0,9m< 0,9m

Todos> 1m1m a 0,5m< 0,5m

> 1m< 1m

> 1m< 1m

Todos

63

3236

47455563

3937

4140

48

125

3238

43394857

3639

3941

51

250

3136

39424858

3843

4347

58

500

2934

33394550

3943

4146

56

1000

2833

28374544

3743

3944

55

2000

2328

25324039

3441

3743

52

4000

1520

23303838

3238

3437

46

8000

1315

20273737

2635

3235

42

BFI

3

2

8

6

5

5

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

Rendimento Estático % de Pico

90 a 10085 a 8975 a 8465 a 7455 a 6450 a 54

Fator de Correção C

0369

1215

2

2

3 - 3

Passo 1: Obtenha o nível de potência sonora O BFI cai na banda de oitava de 500Hz, que específico (K ) da Tabela 2 para ventilador engloba o intervalo de 355 a 710Hz.w

curvado para a frente. Passo 4: Determine o fator de correção C para

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

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

Percentual de rendimento estático de pico = (56/62) x 100 = 90,3

De acordo com a Tabela 3, C = 0.

Combine todos os quatro passos, como mostra a Passo 3: Calcule o B para determinar em qual f

Tabela 4.banda de oitava recai o BFI

= > Lw (linear) = 98,2 dBB = (rpm x no. de pás)/60 = (904 x 41)/60 = f

= > LwA = 85,8 dB(A)617 Hz


10 log + 20 log

= 10 log + 20 log

= 39,44 + 9,57 = 49

( Q ) Q 1( P ) P 1

( 4,150,000472 ) ( 750

249 )

Referência

Passo 1Passo 2Passo 3Passo 4

Lw (dB) Linear =

Fator Escala ALwA (dB) =

Freqüência Central das Banda de Oitava, HZ

63

4749-0

96

-25,570,5

125

4349-0

92

-15,576,5

250

3949-0

88

-8,579,5

500

334920

84

-3,081

1000

2849-0

77

077

2000

2549-0

74

+175

4000

2349-0

72

+173

8000

2049-0

69

-168

Potência Sonora

98,2

85,8

Tabela 4 - Exemplo de Cálculo



MODULAÇÃO DO DESEMPENHODO VENTILADOR

lguns sistemas de ventilação têm exigência de O tipo de modulação tipicamente usada em capacidade variável durante a operação, tais aplicações com dutos são:Acomo sistemas de volume de ar variável,

enquanto outros têm exigências de pressão variável; (a) Controle do volume de ar na volutatanto a vazão quanto a pressão são alterados, com (b) Dampers de aspiraçãofreqüência, durante a operação. A fim de acomodar (c) Dampers de descargaestas variações, alguma forma de modulação de (d) Registro radial de aspiraçãodesempenho do ventilador é exigida. (e) Modulação da rotação

(f ) Variação do passo das pás do ventilador

1 - 4


DAMPER DE PÁS PARALELASPARA CAIXA DE ASPIRAÇÃO

DAMPER DE PÁS OPOSTASPARA CAIXA DE ASPIRAÇÃO

CAIXA DE ASPIRAÇÃO

DIFUSOR

DAMPER DE DESCARGACOM PÁS OPOSTAS

HORIZONTAIS

DAMPER DE DESCARGACOM PÁS PARALELAS

HORIZONTAIS

DAMPER DE DESCARGACOM PÁS OPOSTAS

VERTICAIS

REGISTRO RADIALTIPO CILÍNDRICO

REGISTRO RADIALTIPO CÔNICO

DAMPER DE DESCARGA COM PÁS PARALELAS

VERTICAIS

Fig. 1 Tipos de Modulação para Ventilador Centrífugo

2 - 4


Controle do Volume de Ar na Voluta completamente. Para uma interrupção liga-desliga Isto é discutido sob o título "Instabilidade do Sistema, (on-off) a fim de evitar a circulação do ar, motores Instabilidade do Ventilador e Paralelismo". Dampers devem ser colocados nos dampers para fechá-los de volume na voluta às vezes são usados em depois que o motor do ventilador tenha desligado; pequenos ventiladores como um meio de ajustar reciprocamente, o motor do ventilador não deve rapidamente o fornecimento de ar. Entretanto, este iniciar seu funcionamento até que esses dampers não é considerado um bom meio de controle de estejam pelo menos parcialmente abertos. Isso pode capacidade. O rendimento é reduzido, e a própria ser feito através de um sensor de fim-de-curso nos natureza do controle do volume de ar na descarga faz dampers que impede a operação do motor do com que seja difícil operar, automaticamente, a partir ventilador quando os dampers estão completamente de um dispositivo sensor de pressão estática. Assim, fechados e permite a operação do ventilador somente embora o damper de volume na voluta sirva um quando os dampers estiverem suficientemente propósito útil de controlar o efeito de paralelismo de abertos para impedir uma alta pressão estática de ventiladores, não é recomendado para modulação de sucção.capacidade.

Dampers de DescargaDampers de Aspiração Dampers de descarga são um método de variar a O objetivo principal dos dampers de aspiração é vazão em um intervalo de desempenho um tanto evitar o retorno e a circulação de ar quando a unidade estreito. Uma vez que os dampers de descarga são é desligada. tipicamente montados sobre a descarga do

ventilador, a área dos dampers fica relativamente Os dampers de aspiração meramente adicionam pequena. Portanto, geralmente não há necessidade resistência ao sistema, causando uma mudança de se preocupar com a pressão estática excessiva vir correspondente na pressão estática do ventilador e a dan i f icar os dampers . E les operarão variando a vazão. satisfatoriamente na condição de 100% fechado a

menos que a pressão estática do ventilador exceda a Há duas desvantagens básicas referentes aos capacidade estrutural dos dampers. Normalmente, a dampers de aspiração. Primeiro, eles permitem resistência do damper deveria suportar pelo menos pouca modulação de capacidade sem forçar o 1000 Pa de pressão estática.ventilador a operar em uma parte instável de seu intervalo de desempenho. Em segundo lugar, uma A Fig. 2 mostra o desempenho dos ventiladores com vez que eles são freqüentemente montados na frente dampers de descarga. Estes dampers aumentam a de uma abertura de ar externa ou na frente de uma pressão estática do sistema para modular o fluxo de série de serpentinas, são muito maiores no tamanho ar. Os dampers de descarga não alteram a área de do que a aspiração do ventilador. Portanto, o instabilidade do ventilador. Portanto, eles não devem diferencial de pressão estática através do damper é ser usados para a modulação da vazão, em distribuído em uma grande área. ventiladores centrífugos tipo aerofólio, abaixo de

aproximadamente 50% da vazão máxima (descarga Devido a essa segunda desvantagem, deve-se tomar livre), conforme indica o gráfico ao lado.cuidado a fim de se certificar de que o ventilador não é capaz de produzir uma pressão estática suficiente Nem dampers de descarga nem dampers de para empenar ou ruir os dampers. O diferencial de aspiração têm muito efeito no nível de ruído do pressão estática através da maioria dos dampers de sistema na posição totalmente aberto, em aplicações aspiração usados nas "air handling units" (AHU) numa de pressão média e baixa. Entretanto, eles realmente central de ventilação não deve exceder 1000 Pa, ao aumentam o nível de ruído à medida que se todo. Se o ventilador for capaz de desenvolver uma aproximam de uma posição fechada. A magnitude do pressão estática maior do que essa na RPM operante, aumento é uma função da velocidade do ar e do deve-se tomar cuidado para assegurar que os diferencial de pressão estática.dampers de aspiração não possam ser fechados enquanto o ventilador estiver operando. Se os dampers forem usados para regular o sistema, uma trava manual pode ser colocada no mecanismo dos dampers a fim de evitar que eles se fechem

3 - 4

Registro Radial na Aspiração 100 cv, os quais são providos de acionamento direto. Registros radiais na aspiração às vezes são Isso resulta da dificuldade em se usar acionamentos chamados erroneamente de registros de vortex. Na de velocidade variável como correia em V, em tais verdade, embora chamados de registros, seu único ventiladores grandes.objetivo é iniciar um giro do ar na direção da rotação à medida que este entra no ventilador. A vorticidade Há três desvantagens em se usar registros radiais de resultante tem, como conseqüência, uma redução na aspiração para modulações de capacidade. vazão, na pressão estática e na potência absorvida. Primeiro, o ventilador pode ser forçado a operar num Além disso, para cada posição do registro, curvas intervalo instável de funcionamento. Isto deve separadas para a pressão estática e potência provavelmente ocorrer quando ele é usado para absorvida versus vazão são geradas. modular um sistema de pressão estática constante. O

ruído e a vibração resultantes são conhecidos por Como as pás do registro são moduladas, a curva da sacudirem todo um andar.potência absorvida gerada é menor do que a curva da potência absorvida com as pás bem abertas. Segundo, a redução de capacidade também ocorre Portanto, o registro radial realmente propicia alguma quando as pás estão na posição totalmente abertas. economia no custo de operação. A magnitude desta A construção do registro, com o cubo e o mecanismo economia é geralmente de, aproximadamente, 20 a de rotação localizados no centro, cria uma queda de 30 %, se ele for operado na maior parte do tempo no pressão cuja magnitude é uma função do tamanho intervalo de 60 a 80 % da vazão de projeto. Uma vez do ventilador. Para ventiladores muito pequenos, o que o registro radial custa de duas a três vezes o valor cubo é um percentual relativamente grande da área dos dampers de descarga de pás paralelas, não vale total de aspiração. Portanto, a redução de a pena usá-los a menos que a redução da capacidade é substancial. Por outro lado, com capacidade seja pelo menos 50%, em longos ventiladores muito grandes, a área do cubo é um períodos de tempo, já que a economia de potência percentual muito pequeno do total e a redução é gerada, em relação aos dampers de pás paralelas e negligenciável. Com aplicações de acionamento por de pás opostas, fica em média aproximadamente 25 correia, isto não apresenta nenhum problema em % nestas condições. particular, uma vez que a velocidade do ventilador

pode prontamente ser aumentada para compensar. Independentemente dessa economia, o registro Porém, a potência absorvida também aumenta.radial é útil para a redução de capacidade em ventiladores centrífugos grandes que exijam mais de


140

130

120

110

100

90

80

70

60

50

40

30

20

10

10 20 30 40 50 60 70 80 90 1000

0

Fig. 2 - Desempenho de um Damper de Descarga para Ventilador Tipo Aerofólio

2

6’

2’

1’

Variaçãoestável

da vazão

Seleção original nas condições de projeto

Curva do sistema a 52% da vazão máxima

Potência absorvida

5’

4’

3’

1

3 4 5 6

Percentual de Vazão Máxima (pressão nula)

Perc

en

tua

l de P

ress

ão

Est

átic

a M

áxi

ma

e

Perc

en

tua

l de P

otê

ncia

Ab

sorv

ida

Má

xim

a (

vazã

o n

ula

)


Por exemplo, a RPM deve ser aumentada em Deve-se tomar cuidado ao usar esse tipo de aproximadamente 3% com um rotor de 900 mm de modulação em um sistema que requeira pressão diâmetro para atingir capacidade total, se tiver um estática constante no ventilador, na medida em que a registro radial na aspiração com pás na posição pressão estát ica no vent i lador se reduz totalmente abertas. Isto aumenta a potência proporcionalmente ao quadrado da redução de RPM.absorvida em aproximadamente 9,3%, o que pode vir a ser um problema se a potência absorvida estiver Variação do Passo da Pá do Ventiladormuito próxima à potência nominal do motor indicada Ventiladores axiais encontram-se disponíveis com pelo fabricante. pás de passo ajustável para permitir a variação do

seu desempenho. Isto pode ser usado para aumentar Em unidades com acionamento direto, todavia, o uso ou diminuir a capacidade do sistema em ventiladores do registro radial torna-se mais do que um problema. com acionamento direto, dependendo da seleção Meios razoavelmente precisos devem estar original. Em ventiladores acionados por correia, a disponíveis para estimar a redução da capacidade variação poderá permitir algum aumento no para vários tamanhos de ventiladores. rendimento se a pressão estática tiver sido

grosseiramente superestimada quando a seleção Terceiro, o registro radial aumentará o nível de ruído original tiver sido feita. Esta forma de modulação de do ventilador, até mesmo em uma posição totalmente capacidade geralmente reduzirá a potência aberto. Uma vez que os dados de teste são limitados, absorvida, mais do que qualquer um dos métodos uma boa regra a seguir é adicionar 5 dB ao nível de anteriores para uma dada vazão e pressão estática. ruído do ventilador quando um registro radial for Isso também evidencia o problema de acionamento usado. por correia em V, para ventiladores maiores que

exijam mais de 100cv, uma vez que a modulação de Antes de se usar um registro radial, o fabricante de controle pode ser realizada facilmente.ventiladores deve ser consultado para informações referentes ao intervalo instável de operação, à Um método de variação do passo das pás do redução de capacidade devido à restrição de área de ventilador permite uma alteração no passo enquanto aspiração, e aos níveis de ruído resultantes. o ventilador estiver em operação. Isto torna o

ventilador bem adequado para aplicações tal como Modulação da Rotação controle automático da pressão estática para A variação de rotação nos ventiladores pode ser sistemas de volume de ar variável.realizada de diversas maneiras, incluindo: motores de multivelocidade; transmissões hidráulicas; redutores Uma vez que o ventilador axial deve, geralmente, ter mecânicos de velocidade; e dispositivos de estado algum tratamento acústico, a geração de ruído sólido (inversores de freqüência). devido à mudança no passo da hélice é facilmente

trabalhada. Por isso, a maior desvantagem neste tipo Nos dispositivos de estado sólido o controle deve de modulação de ventilador é o custo adicional do estar intimamente associado ao motor para operar dispositivo. Quanto mais sofisticada a modulação e apropriadamente. seus controles, maior será o custo.

Todos estes dispositivos afetam o desempenho do ventilador segundo as seguintes leis:

Q2 =Q1

N2

N1( ( ( ( Q2 =

Q1

N2

N1( ( ( (

2 W2 =W1

N2

N1( ( ( (

3

4 - 4



ARRANJOS DE VENTILADORES

1 - 7

Associação Internacional de Controle e (c) Arranjos para Ventiladores Axiais com ou sem Movimentação do Ar (AMCA) adotou uma Difusor e Caixa de Aspiração A norma que define os arranjos para vários (d) Designações para Sentido de Rotação e

tipos de ventiladores usados em aplicações de Posição de Descarga de Ventiladores ventilação em geral. Centrífugos

(e) Posições de Motor de Ventiladores CentrífugosOs tipos de arranjos incluem: com Acionamento por Correias

(f) Posição da Caixa de Aspiração para (a) Arranjos para Ventiladores Centrífugos Ventiladores Centrífugos(b) Arranjos para Ventiladores Centrífugos

Tubulares


SWSI = Ventiladores de Simples AspiraçãoDWDI = Ventiladores de Dupla Aspiração

Os Arranjos 1, 3, 7 e 8 também são disponíveis com mancais montados em pedestaisou conjunto de bases independentes da carcaça do ventilador.

Para designação de sentido de rotação e posição de descarga ver norma AMCA 99-2406Para posições de motor em transmisão por correias ver norma AMCA 99-2407Para designação da posição das caixas de aspiração ver norma AMCA 99-2405 ARR.1 SWSI Para acionamento por correias. Rotor em

balanço. Dois mancais ou mancal monobloco na base.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

ARRANJOS PARA VENTILADORES CENTRÍFUGOS CONFORME NORMA AMCA 99-2404

2 - 7


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

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

ARR.3 SWSI COM CAIXA DE ASPIRAÇÃO E PEDESTAIS INDEPENDENTES Para ventilador com acionamento por correias. Carcaça auto-portante. Um mancal em cada lado apoiados em pedestais independentes, com eixo estendendo-se pela caixa de aspiração.

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

ARR.3 DWDI COM CAIXA DE ASPIRAÇÃO E PEDESTAIS INDEPENDENTES Para ventilador com acionamento por correias. Carcaça auto-portante. Um mancal em cada lado apoiados em pedestais independentes, com eixo estendendo-se pela caixa de aspiração.

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

ARRANJOS PARA VENTILADORES CENTRÍFUGOS CONFORME NORMA AMCA 99-2404

SWSI = Ventiladores de Simples AspiraçãoDWDI = Ventiladores de Dupla Aspiração

Os Arranjos 1, 3, 7 e 8 também são disponíveis com mancais montados em pedestaisou conjunto de bases independentes da carcaça do ventilador.

Para designação de sentido de rotação e posição de descarga ver norma AMCA 99-2406Para posições de motor em transmisão por correias ver norma AMCA 99-2407Para designação da posição das caixas de aspiração ver norma AMCA 99-2405

Motor Mostrado na Posição 360

A seta indica a direção do fluxo de ar.O sentido de rotação dos ventiladores é determinado visualizando-se a partir da extremidade da descarga do ventilador.Especificar se a descarga de ar do ventilador é para cima ou para baixo nos ventiladores montados verticalmente. Especificar se o fluxo de ar é do motor em direção à helice (M-H) ou da hélice em direção ao motor (H-M).As posições dos motores, suportes, portas de inspeção, etc., são determinadas visualizando-se a descarga do ventilador conforme apresentado na figura do arranjo 9.

Os Arranjos 4 e 9 podem ser equipados com suportes para instalação no piso, na parede ou no teto. A posição destes suportes determina quais posições de motor estarão disponíveis para sua fixação. Geralmente, as fixações de motor 135, 180 e 225 não estão disponíveis para ventiladores no piso, parede ou invertidos instalados no teto, e as fixações de motor 45, 90, 270 e 315 poderão não estar disponíveis para ventiladores suspensos no teto.

Outro método para instalar ventiladores na vertical encontra-se ilustrado à direita. Especifique se o ventilador deve ser equipado com suportes para instalação no teto, suportes para instalação no piso ou ambos.

3 - 7


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

ARRANJO 4Para acionamento direto. Rotor em balanço fixado ao eixo do motor. Motor montado dentro da c a r c a ç a . Pa r a d e s c a r g a horizontal e vertical.

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

360

90

45

135

180

225

270

315

MONTAGEM VERTICAL

Suportes de Montagem no Teto

Suportes de Montagemno Piso

ARRANJOS PARA VENTILADORES CENTRÍFUGOS TUBULARES CONFORME NORMA AMCA 99-2410

Motor à Esquerda

Vista da Descarga

Vista daDescarga

Vista daDescarga

4 - 7


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

ARR.1 ARR1. DOIS ESTÁGIOS

ARR.3 ARR.4 ARR4. DOIS ESTÁGIOS

ARR.7 ARR.8 (1 OU 2 ESTÁGIOS)

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

Para acionamento por correias ou conexão direta. Equivalente ao arr. 1 mais base comum para o motor.

ARR.9 MOTOR NA CARCAÇA

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

ARR.9 MOTOR EM BASE COMUM

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

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

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

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

5 - 7


Horário Descarga para cima

oH/90

Horário Topo angular para cima

oH/135

Horário Topo horizontal

oH/180

Horário Topo angular para baixo

oH/225

HorárioDescarga para baixo

oH/270

HorárioBase angular para baixo

oH/315

HorárioBase inferior horizontal

oH/0

HorárioBase angular para cima

oH/45

Anti-horário Topo angular para cima

oAH/135

Anti-horário Topo horizontal

oAH/180

Anti-horário Topo angular para baixo

oAH/225

Anti-horário Descarga para cima

oAH/90

Anti-horário Descarga para baixo

oAH/270

Anti-horário Base angular para baixo

oAH/ 315

Anti-horário Base inferior

ohorizontal AH/0

Anti-horário Base angular para cima

oAH/45

Observações:

1. A direção da rotação é determinada a partir do lado do acionamento do ventilador.2. Em ventiladores de simples aspiração, o lado do acionamento sempre é considerado o lado oposto

da aspiração do ventilador.3. Em ventiladores de dupla aspiração com acionamento em ambos os lados, o lado do acionamento

é aquele que tiver a unidade de acionamento com maior potência.4. O ângulo da descarga está relacionado ao eixo horizontal do ventilador, e sua designação é feita em

graus a partir de tal eixo de referência padrão. O ângulo de descarga poderá ser qualquer ângulo intermediário, conforme a necessidade.

5. Para o ventilador invertido para suspensão no teto ou instalação em parede lateral, a direção da rotação e da descarga é determinada com o ventilador em repouso no chão.

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

6 - 7


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

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

7 - 7


90°

45°

360°

135°

135

180°

225°

270°

315

315°

Observações:

1. A linha de referência é o eixo do ventilador.2. A posição da caixa de aspiração e da entrada de ar para a caixa de aspiração é determinada a

partir do LADO DE ACIONAMENTO DO VENTILADOR.3. A posição da caixa de aspiração é designada em graus no sentido horário do eixo vertical

superior, como mostra a ilustração, e poderá ser qualquer ângulo intermediário que venha a ser necessário.

4. As posições 135º a 225º podem interferir com estrutura do piso em alguns casos.

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



360

45

90

180

225

270

ROTAÇÃO CRÍTICA DOS EIXOS

ualquer eixo rotativo, mesmo na ausência de carga externa, sofre flexão durante a rotação. QO peso combinado de um eixo e de um rotor

pode causar uma deflexão, que irá criar uma vibração ressonante em determinadas rotações, conhecida como Rotação Crítica.

A magnitude da deflexão depende do seguinte:(a) rigidez do eixo e seu suporte (b) massa total do eixo e peças anexas a ele (c) desbalanceamento da massa com relação

ao eixo da rotação (2) Deflexão estática máxima somente devido à (d) quantidade de amortecimento no sistema carga (dst2)

Portanto, o cálculo da rotação crítica para o eixo dos ventiladores é necessário.

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

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

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

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

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

Deflexão Estática Máxima Total (dst)onde:A deflexão estática máxima, dst, é obtida através da w = massa do eixo, kgsoma da deflexão estática máxima do eixo rotativo e W = massa do rotor, kgda deflexão provocada pela carga. E = módulo de elasticidade, kg/m² para eixo

8SAE 1045 =200 x 10 kg/m²4 4I = momento de inércia = pD /64, m(1) Deflexão estática máxima do eixo (dst1)

L = comprimento do eixo, m

1 - 4


1.2)

dst1= wL³8EI

L

1.1) L

dst1= 5wL³384EI

2.1)

L

W

L/2 L/2

dst2 =WL³48EI

dst2=WB(L² - B²)³ ²

2.2)

L

W

A B

2.4)

dst2 = WL³3EI

L

W

Rotação Crítica, Nc= 30p

gdst

2.3) W

L

W

AA

dst2=WA(3L² - 4A²)24EI

9 3 EIL

2 - 4


Exemplo No. 1(b) Deflexão a partir da carga somente (dst2)

Dadas as seguintes especificações, encontre a rotação crítica.

(c) Deflexão estática máxima total (dst)

Diâmetro do eixo, D = 40 mmMassa do rotor, W = 7,5 kgComprimento do eixo, L = 1,37 mCota A = 0,205 m

-9 4Momento de inércia, I = 125,66 x 10 m8 2Módulo de elasticidade, E = 200 x 10 kg/m

Massa do eixo, w =1,37 x 9,87(d) Rotação crítica (Nc)=13,52 kg (ver Tab.1)

(a) Deflexão a partir do peso do eixo somente (dst1)

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

Tabela 1

Diâmetro do Eixo D (mm)

20

25

30

35

40

45

50

55

60

70

Momento de Inércia4I (m )

-97,85 x 10-919,17 x 10-939,76 x 10-973,66 x 10

-9125,66 x 10-9201,29 x 10-9306,79 x 10-9449,18 x 10-9636,17 x 10

-91178,59 x 10

Massa por Metro(kg/m)

2,47

3,85

5,51

7,99

9,87

13,00

15,40

18,70

22,20

30,20

= 5wL³384EI

dst1 Ver figura 1.1

= 5(13,52)(1,37)³384(200x10 )(125,66x10 )8 -9

=0,00018 m

W

L

A

W

A

Modelo: Ventilador Tipo Duplex com Dois Mancais

= WA(3L² - 4A²)24EI

dst2 Ver figura 2.3

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

=0,000139 m

= dst1 + dst2

= 0,00018 + 0,000139

= 0,000319 m

dst

NC=30p

gdst

=30p

9,810,000319

=1675 rpm

Exemplo No. 2 (c) Deflexão estática máxima total (dst)

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

(d) Rotação crítica para o trecho entre apoios (Nc)

Diâmetro do eixo, D = 35mmMassa do rotor, W = 5,4kg

-9 4Momento de inércia, I = 73,66 x 10 m8 2Módulo de elasticidade, E = 200 x 10 kg/m

Verificação da rotação crítica no trecho entre apoios

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

2.035 x 0,75 = 1526 rpm

Cota A = 0,197mCota L = 1,114m Verificação da rotação crítica no trecho em balançoMassa do eixo, w = 8,9kg

(a) Deflexão a partir do peso do eixo (dst1)

Cota A = 0,5215mCota L = 0,534mMassa do eixo, w = 4,27kg

(a) Deflexão a partir do peso do eixo (dst1)(b) Deflexão a partir da carga somente (dst2)

3 - 4


W

L

A

W

A

Entre Apoios Balanço

= 5wL³384EI

dst1

= 5(8,9)(1,114)³384(200x10 )(73,66x10 )8 -9

=0,000109 m

= WA(3L² - 4A²)24EI

dst2

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

=0,000107 m

= dst1 + dst2

= 0,000109 + 0,000107

= 0,000216 m

dst

NC=30p

gdst

=30p

9,810,000216

=2.035 rpm

W

L

A

= Wl³8EI

dst1

= 4,27(0,534)³8(200x10 )(73,66x10 )8 -9

=0,000055 m

4 - 4


Considerando um coeficiente de segurança de 25%, (b) Deflexão a partir da carga somente (dst2)a rotação máxima de operação seria de:

1.980 x 0,75 = 1.485 rpm

Conclusão:

Trecho entre ApoiosRotação Crítica =2.035 rpmRotação de operação máxima =1.526 rpm

Trecho em Balanço(c) Deflexão estática máxima total (dst)Rotação Crítica =1.980 rpmRotação de operação máxima =1.485 rpm

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

(d) Rotação crítica para o trecho entre apoios (Nc)

= WA³3EI

dst2

= 5,4(0,5215)³3(200x10 )(73,66x10 )8 -9

=0,000173 m

= dst1 + dst2

= 0,000055 + 0,000173

= 0,000228 m

dst

NC=30p

gdst

=30p

9,810,000228

=1.980 rpm



TORQUE DE PARTIDA DO VENTILADOR

orque, também conhecido como o momento da estruturas, tamanhos de carcaça, número de pólos e força, é uma medida de energia exigida para custo do motor.Tiniciar a movimento de um corpo que gira sobre

um eixo fixo, no qual a força está agindo. A Tabela 1 apresenta aproximações para o tempo de partida do motor. Para o tempo real de partida, é

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

Equação do Torque de PartidaTorna-se, portanto, necessário calcular o torque de O tempo de partida do conjunto motor/ventilador partida do ventilador. Isso nos habilita a determinar se nunca pode ser maior que 80% do tempo de rotor o motor selecionado é capaz de produzir torque bloqueado informado no catálogo do motor.suficiente para levar o ventilador da rotação zero até a rotação de operação, sem exceder suas limitações Fórmulas para Cálculo do Torque de Partidade projeto.

(1) Momento de inércia do ventilador;

Onde:J= momento total de inércia, kgm²a= aceleração angular, rad/s² (2) Momento de inércia da polia;g= aceleração por gravidade (9,81 m/s²)

(3) Momento de inércia total;

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

1 - 3


200 -

150 -

100 -

Torque%

Rotaçãon1n0

= J x ag

Ts

Número de pólos2468

Tempo de Partida (s)3 - 44 - 64 - 8

5 - 10

Tabela 1

= PD²4

JF = M x (R² + r²)2

kgm²

= m x R²2

J ,FP kgm²JMP

²=(J + J ) x + J + J kgm²J F FP

nn( (F

MMP M

JMP

JM

nM

JFP

Fn

JF

2 - 3


(4) Velocidade angular, Momento de inércia do motor, J = 0,19 kgm²M

Torque de partida do motor, T = 30,9 kgfmM

Diâmetro da polia do ventilador = 450 mmPeso da polia do ventilador = 12,1 kg

(5) Aceleração angular, Diâmetro da polia do motor = 250 mmPeso da polia do motor = 5,5 kgVelocidade real do ventilador = 808 rpmPD² do ventilador = 105 kgm²

(6) Torque de partida,

(1) Momento de inércia do ventilador;onde:

m = massa do rotor/polia, kgR = raio externo do rotor/polia, mr = raio interno do rotor/polia, mJ =momento de inércia da polia do FP (2) Momento de inércia da polia do ventilador;

ventilador, kgm²J =momento de inércia da polia do motor, MP

kgm²J =momento de inércia do motor, kgm²M

n = velocidade de rotação do ventilador, F

(3) Momento de inércia da polia do motor;rpmn =velocidade de rotação do motor, rpmM

t =tempo de partida do motor, sS

Exemplo

(4) Momento de inércia total;Considerando-se as seguintes especificações: vazão 370.000 m /h e pressão estática 450 Pa, selecione um

ventilador adequado.

Solução

Ventilador selecionado = RSD 1000 Rotação do ventilador, n = 747 rpmF

potência absorvida = 17,3 kW(5) Velocidade angular;potência instalada = 22 kW

(inclui 20% de perdas para transmissão de potência; outros fatores não considerados)

Pergunta(6) Aceleração angular;

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

(7) Torque de partida;Do Fabricante do Motor:

Rotação do motor = 1455 rpmTempo de partida = 4s

= 2pn

60w M rad/s

a = w/t rad/s²

= J x ag

S

Ts Kgfm

= PD²4

JF = 1054

= 26,3kgm²

= m x R²2

J FP = 12,1 x 0,255²2

=0,31 kgm²

= m x R²2

J MP = 5,5 x 0,125²2

=0,4 kgm²

=(J + J ) x + J + J J F FP

²nn( (F

MMP M

=(26,3 + 0,31) x + 0,04 + 0,19

= 8,44 kgm²

²8081455( (

= 2pn

60w M = 2p(1455) = 152,4 rad/s

60

a = w/t = 152,4/4 = 38,1rad/s²

= J x ag

Ts = 8,44 x 38,1

9,81= 32,8 kgfm

S

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

Experimentar um motor de 6 pólos?

Do Fabricante do Motor: (5) Velocidade angular;

Rotação do motor = 965 rpmTempo de partida = 5sMomento de inércia do motor, J = 0,488 kgm²M

Torque de partida do motor, T = 46,62 kgfmM

(6) Aceleração angular;Diâmetro da polia do ventilador = 450 mmPeso da polia do ventilador = 12,1 kgDiâmetro da polia do motor = 335 mmPeso da polia do motor = 7,8 kgVelocidade real do ventilador = 761 rpmPD² do ventilador = 105 kgm²

(7) Torque de partida;

(1) Momento de inércia do ventilador;

Uma vez calculado < , o motor de 6 pólos selecionado será adequado para a operação.(2) Momento de inércia da polia do ventilador;

(3) Momento de inércia da polia do motor;

3 - 3


= PD²4

JF = 1054

= 26,3kgm²

a = w/t = 101,1/5 = 20,22rad/s²

= m x R²2

J FP = 12,1 x 0,255²2

=0,31 kgm²

= m x R²2

J MP = 7,8 x 0,178²2

=0,12 kgm²

²=(J + J ) x + J + J J F FP

nn( (F

MMP M

=(26,3 + 0,31) x + 0,124 + 0,488

= 17,16 kgm²

²761965( (

= 2pn

60w M

S

= 2p(965) = 101,1 rad/s60

= J x ag

Ts = 17,16 x 20,22

9,81= 35,4 kgfm



Ts TM

Ts TM

Nível de Potência sonora energia. O nível de pressão sonora é proporcional, or definição, a potência sonora é o taxa em que em campo livre, à pressão sonora dividida pela a energia acústica é irradiada a partir de uma pressão sonora de referência (ao quadrado) sendo Pfonte sonora. Pode ser expressa em Watts ou portanto:

em decibéis.

O nível de potência sonora (L ) é definido como a w

razão logarítmica da potência sonora emitida dividida -5onde p , a pressão sonora de referência, é 2 x 10 Pa por uma potência sonora de referência. o

para ruído transmitido pelo ar.

Enquanto que os níveis de potência sonora não onde: podem ser medidos diretamente, o nível de pressão

W = potência sonora sonora, em determinada localização, pode ser W = potência sonora de referência medido. No entanto, o nível de pressão sonora não é o

-12 um meio conveniente de especificação do índice de = 10 Wattsruído de um equipamento, uma vez que depende do ambiente em que o equipamento está localizado e a A Tabela 1 é uma listagem da potência sonora e do localização da estação de medição em relação ao nível de potência sonora equivalente para fontes equipamento. Se níveis de pressão sonora forem acústicas comuns.usados para especificar índices de ruído do equipamento, então o ambiente acústico em que o equipamento for testado e a localização da estação de medição devem ser referenciados.

Nível de Intensidade SonoraA potência acústica passando através de uma área unitária é definida como a intensidade sonora. Pode ser expressa em W/m².

Já que ondas sonoras irradiam esfericamente a partir de uma fonte pontual, a intensidade sonora diminui pelo quadrado da distância. Quanto mais longe da fonte, menos energia por unidade de área.

O Nível de Intensidade Sonora é definido como:

A potência sonora é um parâmetro significativo para onde:especificar o desempenho acústico de um

componente de equipamento que emita ruído. I = intensidadeIndepende do ambiente em que o equipamento está

-12I = intensidade de referência = 10 W/m² localizado; porém, não pode ser medida diretamente. o

DecibéisNível de Pressão SonoraTrata-se de uma unidade matemática usada para É a pressão acústica em um ponto do espaço em que expressar o nível da potência sonora ou pressão o microfone ou o ouvido do ouvinte estiver localizado. sonora. Pode ser expressa em unidade de pressão ou em

decibéis.O decibel é uma expressão logarítmica da razão de

FUNDAMENTOS DE RUÍDO

1 - 10


=10 log dBL 10

WW( (W

0

Fonte

Foguete SaturnoMotor de turbo-jato com pós combustãoMotor de turbo-jato, impulsão de 7000 lbAvião de linha com 4 propulsoresOrquestra com 75 instrumentosMartelo grande de rebarbamentoBuzina de carroRádio hi-fiVoz, gritando (média)EscritórioVoz, nível de conversaçãoQuarto Sussurro

Níveis de Potência-12 (dB re 10 W)

180170

160

1401301201101009080706050

Potência (W)

1.000.000100.000

10.000

10010

10,1

0,010,001

0,00010,00001

0,0000010,0000001

=10 log dBL 10

p²

p ²( (P 0

=10 log dBL 10

ll( (1 0

2 - 10


A unidade "bel" é usada em engenharia de Outro método popular e fácil de usar, porém menos telecomunicações como uma unidade adimensional acurado, para combinação de níveis de decibéis, para a razão logarítmica de duas quantidades de utiliza o gráfico apresentado na Fig. 1.potência. O decibel representa um décimo de um bel. Portanto:

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

é de 75 dB. O nível de um ventilador maior adjacente é Para desenvolver um método que combine estes de 81 dB. Qual é o nível combinado?valores de níveis, permita que L , L , L , ..., L sejam P1 P2 P3 Pn

Diferença entre os dois níveis:os níveis de pressão sonora n a serem combinados = 81 dB- 75 dB = 6 dB.para produzir o nível de pressão sonora total ou

cumulativo, e use a seguinte expressão a fim de De acordo com a Fig. 1 em 6, a curva passa pela determinar o nível de pressão sonora total, Lpt

ordenada de 1 dB.

Adicione 1 dB ao mais alto dos dois níveis:= 81 dB + 1 dB = 82 dB, é o nível combinado.

Exemplo Mais do que dois níveis desiguais podem ser combinados tomando-se as combinações em pares,

Três ventiladores produzem, a determinada distância, conforme ilustra o exemplo seguinte.níveis de ruído de 86, 84 e 89 dB quando operados individualmente. Qual é o nível sonoro cumulativo no Exemploponto determinado se todos estiverem operando ao mesmo tempo? Quatro fontes distintas possuem níveis de ruído L de P

81, 75, 75 e 73 dB, respectivamente. Qual é o nível de ruído total?

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

=10 logL 10

Potência Sonora[ [Potência Sonora de Referência

=10 log S 10 dBL ( (P , t

L P , i /10 n

i = 1

=10 log S 10 L ( (P , t

L P , i /10 n

i = 1

=10 log 10 + 10 + 10( 86/10 84/10 89/10 (=10 log 10 + 10 + 10( 8.6 8.4 8.9 (= 91dB

3

2,5

2

1,5

1

0,5

0

Decib

éis

a A

dic

ion

ar

ao

Ma

ior

do

s D

ois

Nív

eis

So

no

ros

Fig.1- Gráfico para Combinar ou Adicionar Níveis Sonoros

Diferença dos Níveis Sonoros

0 2 4 6 8 10 12 14

10

10

10

10

3 - 10

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

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

A Fig. 2 apresenta um formato recomendado para realizar esta soma recursiva. Observe que as diferenças entre os níveis estão entre parênteses e que os números a serem adicionados, de acordo com Conforme ilustrado na Fig. 3, os níveis são o gráfico, estão inseridos como mneumônicos. combinados de acordo com a Fig. 1, e o nível na

banda de oitava total, na faixa de 2000Hz é de 96,8 dB.

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

De modo semelhante, o nível de potência sonora combinado ou total cumulativo, L de n níveis de Wt

A partir deste exemplo, fica claro que o método potência sonora é:recursivo pode ser estendido a qualquer número de níveis sonoros. Existem alguns "truques" para economizar tempo. Quando dois níveis são iguais, sua soma é apenas 3 dB maior, e quando a diferença exceder 10 dB ou mais, a contribuição do nível menor é inferior a 0,5 dB. Na maioria dos problemas de onde L é o i-ésimo decibel de nível de potência Wt

controle de ruído, níveis de ruído combinados ou sonora. Observando-se a semelhança com a medidos podem ser arredondados para o inteiro mais equação para nível de pressão sonora total, L , o pt

próximo com erro negligenciável. método do gráfico discutido há pouco é igualmente aplicável para combinar níveis de potência sonora.

Um outro erro que freqüentemente ocorre, no controle de ruído, refere-se à combinação de níveis de um Freqüentemente é desejável combinar níveis de ruído terço de oitava para obter níveis de oitava. Considere iguais. Para este caso especial, o gráfico apresentado o seguinte exemplo. na Fig. 4 pode ser muito útil. Este gráfico pode ser

muito valioso na avaliação do impacto da operação Exemplo de várias máquinas idênticas na mesma área.

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


Fig. 2 - Formato Recomendado paraCombinar Níveis Sonoros

Lp 81 ( - 6 ) 75

+ 1

82 ( - 5 )

+ 1, 5

83,5 db

77

+2

( - 2 )75 73

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

Lp 90 ( - 2 ) 92 93

+2, 2

94,2 ( - 1 ) 93

(+ 2,6 )

96,8 db

1600 2000 2500 Hz

Frequência Central de Banda de 1/3 de Oitava

=10 log S 10 dBL ( (W , t

L W, i /10 n

i = 110

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

ESPECTRO DE FREQÜÊNCIA

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

Bandas de OitavaUma oitava é um intervalo de freqüência entre dois

Exemplo sons cuja razão de freqüências é 2, por exemplo, de 707 a 1414 Hz. Uma banda de oitava inclui todas as

O nível de ruído de um ventilador centrífugo pequeno freqüências entre as duas extremidades de a 1 m é de 88 dB. Qual é o nível de ruído combinado a freqüência. O intervalo de freqüência sonora que 1 m se quatro ventiladores forem operados em pode ser ouvido é dividido convencionalmente em proximidade? oito bandas de oitava.

Número de fontes = 4 A Tabela 2 fornece as freqüências centrais e os limites De acordo com Fig. 4, aumento em dB = 6 dB de banda de oitava que foram padronizados através Nível combinado = 88 dB + 6 dB = 94 dB de acordo internacional. A Fig. 5a mostra um exemplo

de plotagem de nível de banda de oitava como O gráfico na Fig. 4 foi construído de acordo com a função da freqüência.seguinte equação em um intervalo de 0 a 10:

Bandas de 1/3 de OitavaIncremento em dB = 10 log (N) dB Quando informações mais detalhadas do que as 10

fornecidas por uma análise de banda de oitava forem necessárias, uma análise de banda de 1/3 de oitava onde N é o número de fontes.poderá ser aplicada.

ExemploA Tabela 3 fornece as freqüências centrais e o limite de banda de bandas de 1/3 de oitava que foram No teto de uma "sala limpa", 24 ventiladores padronizados por convenção internacional. A Fig. 5b pequenos deverão ser instalados como parte de um nos mostra um exemplo de plotagem de medição de sistema de filtragem de pó. Calcule os níveis

combinados (pior caso) dos sopradores se cada um ruído em bandas de 1/3 de oitava.produz 75 dB .

Incremento em dB = 10 log (24) = 13,8 dB10

Considerando que um ventilador produz 75 dB, o nível combinado = 75 + 13,8 = 88,8 dB

Alternativamente, 24 fontes podem ser consideradas como quatro conjuntos de 6 ventiladores. De acordo com a Fig. 4, o nível de incremento é de 7,8 dB para 6 ventiladores, portanto, o nível combinado = 75 dB + 7,8 dB = 82,8 dB.

4 - 10


10

8

6

4

2

0

NÚMERO DE FONTES

2 3 4 5 6 7 8 9 10

Incre

men

to (

dB

)

Fig. 4 - Gráfico para Combinar Níveis Sonoros Iguais

26

40045035595

27

500560450110

28

630710560150

Banda Nº4 (AMCA)

38

6300710056001500

39

8000900071001900

40

100001120090002200

35

315035502800750

36

400045003550950

37

5000560045001100

32

160018001400400

33

200022401800440

34

250028002240560

29

800900710190

30

1001120900220

31

125014001120280

Banda Nº (Banda Nº (ANSI)

Freqüência Central, HzFreqüência Superior, HzFreqüência Inferior, HzLargura de Banda, Hz

AMCA) 118

63904545

221

1251809090

324

250355180175

427

500710355355

530

10001400710690

633

2000280014001400

736

4000560028002800

839

80001120056005600

Tabela 2 Bandas de oitava ANSI (Valores Calculados Arrebatados)

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

Tabela 3 Bandas de 1/3 de Oitava ANSI (Valores Calculador Arrebatados)As Bandas de 1/3 de Oitava mais freqüentemente usadas são definidas por ANSI S1.6 - 1984 e S1.11 - 1986

Banda Nº1 (AMCA)

17

50564511

18

63715615

19

80907119

20

1001129022

21

12514011228

22

16018014040

23

20022418044

24

25028022456

25

31535528075

5 - 10


100

90

80

70

60

50

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

100 1000 10000

FREQÜÊNCIA CENTRAL 1/3 DE OITAVA (Hz)

NÍV

EL P

AR

A B

AN

DA

1/3

DE

OIT

AV

A (

dB

re 2

,0 x

10 P

a)

-5

16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42

15 2 6 1 2 6 1

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

90

80

70

60

50

40

63 120 250 500 1000 2000 4000 8000

NÍV

EL D

E P

RE

SS

ÃO

SO

NO

RA

(d

B r

e 2

.0 x

10

P

a)

-5

FREQÜÊNCIA CENTRAL BANDA DE OITAVA(Hz)

Banda Nº2 (AMCA) Banda Nº3 (AMCA)

Banda Nº8 (AMCA)Banda Nº5 (AMCA) Banda Nº6 (AMCA) Banda Nº7 (AMCA)

ANSI)


Banda Nº (

ANSI)


Banda Nº (

Outra Banda de Oitava? Escala de ponderação C - para simular a resposta do Não se deve inferir desta discussão que as bandas de ouvido humano ao som de nível de pressão alta, e oitava e de 1/3 de oitava sejam as únicas escalas fornece resposta aproximadamente igual em todas geométricas usadas atualmente por engenheiros as freqüências.acústicos. Certamente, as escalas geométricas de ½ de oitava e 1/10 de oitava são usadas, porém, Escala de ponderação D - para simular a resposta do apresentam aplicações bastante limitadas e ouvido humano ao ruído de avião.especiais.

Escala de ponderação E - é uma ponderação proposta Escala de Ponderação de Freqüência para possibilitar a mensuração do nível de ruído Por definição, uma escala de freqüência ponderada percebido (PNL), determinado acuradamente de simplesmente é uma tabela de correções que é acordo com as leituras de nível de pressão sonora em aplicada a níveis de pressão sonora, com base na bandas de 1/3 de oitava.energia, como uma função da freqüência. A Fig. 6 apresenta as correções para diferentes ponderações A escala A é o sistema mais amplamente usado em um intervalo de 20 a 20000 Hz. Escalas de devido à sua correlação excelente com testes ponderação comuns são A, B, C e D. realizados. As Escalas B e C foram baseadas em

experimentos que incorporaram tons puros, que não Escala de ponderação A - para simular a resposta do são normalmente encontrados em aplicações de ouvido humano ao som de nível de pressão baixa. ventiladores.

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

6 - 10


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

RE

SP

OS

TA R

ELA

TIV

A E

M D

EC

IBÉ

IS

B e C

90

10

0

-10

-20

-30

-40

-5020 50 100 500 1000 2000 5000 10000 20000200

A

B C

D

D

A

FREQÜÊNCIA EM HERTZ

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

Uma das perguntas mais freqüentemente formuladas A equação pode ser colocada de outra forma útil quanto ao controle de ruído é: Dada uma fonte sonora como segue: Permita que L e L sejam a pressão P,1 P,2

no ponto A, qual é o nível sonoro no ponto B? Para sonora a uma distância radial r e r respectivamente, 1 2

responder esta pergunta e outras de natureza conforme mostrado na Fig. 7. A pressão sonora em r 1

semelhante, deve-se ter uma compreensão das e r é:2

propriedades básicas da propagação do som. O termo “básico” aqui usado não deve inferir em simplicidade. As características de radiação da maioria das fontes sonoras são geralmente complexas, e a grande variedade de superfícies de reflexão, especialmente nos ambientes industriais e públicos, ainda acrescentam complexidade ao campo sonoro.

Fonte PontualA fonte sonora mais básica é chamada de fonte pontual. Em sua forma mais elementar, a fonte pontual é freqüentemente comparada a uma esfera pulsante. A pulsação rápida produz um Subtraindo-se as duas equações e observando que o deslocamento de moléculas e uma flutuação de nível de potência sonora L para a fonte é o mesmo, W

pressão dinâmica correspondente. Uma vez que as obtemos:frentes de onda geradas com cada pulsação sempre ocorrem em fase, o movimento da onda resultante diverge uniformemente numa forma esférica.

Uma relação útil entre o nível de pressão sonora L e o p

nível de potência sonora L é dada por:W ou reescrevendo,

onde: Desta forma, a dependência do nível de potência L = nível de potência sonora da fonte W sonora, que não pode ser medida, é eliminada. Se

12pontual (re 10 W) medirmos o nível de pressão sonora L em r , P,1 1

r = distância radial a partir da fonte (m) podemos calcular o nível de pressão sonora L em P,2

O termo constante foi arredondado para o decibel qualquer distância r na mesma linha radial.2

mais próximo.

ExemploExemplo

O nível de pressão sonora medido a 5 pés de uma Uma pequena fonte, cujo nível de potência sonora L W fonte sonora de radiação é 98 dB. Qual é o nível de é 110 dB, está pendurada livremente ao ar livre. Qual é pressão sonora a 20 pés ao longo da mesma linha o nível de pressão sonora a 20 m da fonte? radial?

Nível de pressão sonora, L é dado por:P

7 - 10


= - 20log (r) - 11 dBL P L W 10

= - 20log (r) - 11 dBL P L W 10

= - 20log (20) - 11110 10

= - 26 - 11110

= 73 dB

= - 20log (r ) - 11 dBL P,1 L W 10 1

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

FontePontual

r r21r

Fig. 7 - Fonte Pontual Irradiando

- = 20log (r ) - 20log (r )L P,1 L 2P,2 1

= 20log ( ) r 2r 1

= - 20log dBL P,2 LP,1 ( ) r 2r 1

(a 20pés) = L (a 5 pés) - 20log L P ( ) 205P 10

= 98 - 12 = 86 dB

10 10

10

10

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

Uma vez que r /r = 2 corresponde ao dobro da 2 1

distância da fonte, temos a origem da regra freqüentemente citada " 6 dB para duplicar a

Se o nível de pressão sonora a 30º e raio de 10 m distância." Vale observar, no entanto, que, para tivesse sido de 85 dB, o índice seriadistâncias suficientemente grandes, a maioria das

fontes podem ser consideradas uma fonte pontual, e isso resulta em radiação esférica para resultados de primeira ordem.

Se os padrões de irradiação não forem extremamente direcionais, digamos menos que ±6 A maioria das fontes sonoras, encontradas em dB, uma forma mais útil e simplificada de equações ambientes industriais e públicos, não são não-pode ser escrita a fim de se obter uma boa direcionais. Para considerar a direcionalidade, um aproximação de primeira ordem do campo sonoro:termo DI deve ser adicionado à equação de q

p r o p a g a ç ã o b á s i c a q u e a c r e s c e n t a consideravelmente à sua generalidade.

onde:L = nível de pressão sonora medido a Onde DI = índice de direcionalidade. P,q q

uma distância radial r e ângulo q_Mais especificamente, o índice de direcionalidade é L = média dos níveis de pressão normalmente definido conforme segue: P

sonora medidos em 12 ou mais pontos eqüidistantes circunferencialmente ao redor da fonte

Onde,L = nível de pressão sonora medido na Exemplo:P,q

distância r e ângulo q a partir de uma O nível de potência acústica de um ventilador axial fonte de potência sonora W irradiando é de 112 dB. O fator de direcionalidade em um em um espaço livre.ângulo de 40º a partir da linha de centro, obtido por L = nível de pressão sonora medido na P,re

12 medidas circunferenciais é de +4dB. Qual é o distância r a partir de uma fonte pontual nível de pressão sonora a uma distância de 10m no não diretiva de potência W irradiando mesmo ângulo?em um espaço livre.

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

Exemplo:

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

8 - 10


- = 20log (2) = 6 dBL P,1 LP,2~

L = L + Dl - 20log (r) - 11 dBP W q

Dl = L - L dBP,q q P,re

P, 30° L = 75 dB

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

= 100 - 20 - 11

= 79 dB

DI = L - L = 75 - 79 = 4 dB30° P,q P, re

DI = 85 - 79 = + 6 dB30°

L = L - 20log (r) + (L - L ) - 11 dBP W P,q P10

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

= 112 - 20 + 4 - 11

= 85 dB

10

10

9 - 10


Um outro fator que pode influenciar grandemente a instalado (1) na parede, (2) em uma parede perto do direcionalidade de uma fonte pontual irradiante, e chão e (3) na base da parede perto do canto da que deve ser levado em consideração, é a presença sala?de superfícies refletoras. Por exemplo, se uma fonte pontual sonora de potência acústica W fosse (1) Para a instalação no meio da parede, temos colocada em uma superfície refletora dura, digamos irradiação hemisférica (Fig. 8b):que no centro de um estacionamento, duas vezes a quantidade de energia prevista seria irradiada em qualquer direção. Ou seja, o campo sonoro conteria energia sonora refletida do asfalto e também a energia sonora irradiada diretamente para um Então o nível de pressão sonora a 2 m,observador. Sendo assim, em um hemisfério hipotético acima do plano refletor, a intensidade sonora seria duplicada e, para um observador, pareceria que a potência acústica da fonte também fora duplicada.

Portanto, para considerar a presença de superfícies (2) Com o aparelho de ar condicionado perto do refletoras, um fator de direcionalidade geralmente chão, isto é, na junção de dois simbolizado como Q é definido segundo o índice de planos (Fig. 8), Q = 4 e o DI é:direcionalidade como segue:

A Fig.8 ilustra os valores para o fator de De novo, o nível de pressão sonora a 2 m,direcionalidade Q e os índices DI de direcionalidade correspondentes para algumas localizações de fonte sonora comuns.

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

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

Exemplo

Observe novamente que o nível de pressão sonora O nível de potência sonora total de um ar aumentou 3 dB com relação à instalação no chão e condicionado é de 110 dB. Qual é o nível de pressão 6 dB com relação à instalação no meio da parede.sonora a 2 m se o aparelho de ar condicionado for

DI = 10log (Q) dB10

Fig. 8 - Exemplos de Planos Reflexivos

a) Q = 1Dl = 0

b) Q = 2Dl = 3 dB

c) Q = 4Dl = 6 dB

d) Q = 8Dl = 9 dB

DI = 10log (2) = 3 dB10

Q = 2~

L = 110 + 3 - 20log (2) - 1110

= 110 + 3 - 6 - 11

= 96 dB

DI = 10log (4) = 6 dB10~

L = 110 + 6 - 20log (2) - 1110

= 110 + 6 - 6 - 11

= 99 dB

L = 110 + 9 - 20log (2) - 1110

= 110 + 9 - 6 - 11

= 102 dB

r

r

10 - 10


É fácil perceber que as características de Uma expressão mais genérica e útil para a propagação de uma fonte pontual podem ser divergência do nível de pressão sonora de uma fortemente influenciadas por elementos refletores fonte em linha é:comuns tanto em ambientes industriais quanto públicos. Entretanto, se a direcionalidade da fonte e a localização relativa às superfícies refletoras forem consideradas, uma aproximação útil e bastante precisa das propriedades de propagação pode ser onde:obtida. L = nível de pressão sonora na distância P,2

radial r (dB)2

Fonte em Linha L = nível de pressão sonora na distância P,1

Outro tipo de fonte comum em indústrias é a fonte radial r (dB)1

em linha. A Fig. 9 ilustra uma fonte em linha de irradiação e padrões frontais de ondas cilíndricas Exemplocorrespondentes associadas.

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

Aqui, mais uma vez, dado um nível de pressão sonora, que é fácil de medir, numa dada distância radial, o nível sonoro em qualquer distância pode ser calculado. Deve-se também observar que no

Dois exemplos comuns de fontes em linha são uma exemplo do nível de ruído total, esse foi ponderado rodovia de tráfego intenso e o ruído de um cano na escala A. Isto pode ser feito geralmente com erro longo cheio de vapor em alta velocidade. negligenciável, desde que não haja quaisquer

influências no meio que alterem a propagação O índice de divergência radial de uma fonte em linha espectralmente, isto é, com respeito à freqüência.é muito menor do que o índice para uma fonte pontual. Na seção anterior, vimos que o índice de divergência para uma fonte pontual era de 6 dB por duplicação de distância. Para uma fonte em linha, o nível de pressão sonora cai apenas 3 dB por duplicação de distância radial, ou metade do índice de uma fonte pontual.

h

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

Fonte em Linhar

Frente de Onda Cilíndrica Divergente

= - 10log (r < r ) dBL P,2 LP,1 ( ) r 2r 1

1 2

=95 - 10log L P,2 ( ) 10010

10

=95 - 10

=85 dbA

10




EFEITOS DO SISTEMA NA APLICAÇÃO DE VENTILADORES INDUSTRIAIS

1 - 6

desempenho de ventiladores industriais é o fabricação do modelo testado tenham repetibilidade item de maior preocupação dos fabricantes. nos exemplares produzidos na linha de montagem.OA confecção de curvas de catálogo deve Pode o ventilador, ainda assim, apresentar

refletir esta preocupação representando da melhor desempenho insatisfatório na instalação? A resposta maneira, o comportamento aerodinâmico do modelo é sim, e as várias alternativas para explicar este fato testado. Feita a curva, devem ser tomadas serão abordadas a seguir.providências para que as folgas e tolerâncias de

TESTES DE VENTILADORES

entiladores são testados em arranjos que Devido ao fato de que é impraticável testar todos os simulam uma instalação. Existem quatro tipos tamanhos de ventiladores de uma determinada linha Vpadronizados de instalações: em todas as rotações possíveis, os fabricantes

utilizam as chamadas "Leis dos Ventiladores". Elas Tipo A: aspiração e descarga livres; são uma série de equações que permitem calcular Tipo B: aspiração livre e descarga dutada; com boa precisão o desempenho de um ventilador Tipo C: aspiração dutada e descarga livre; em outras rotações, tamanhos e densidades. Estas Tipo D: aspiração e descarga dutadas. equações tem origem na Teoria Clássica de Mecânica de Fluidos e só se aplicam ao mesmo "ponto de Muitos fabricantes de ventiladores utilizam a norma operação". AMCA 210 Laboratory Methods of Testing Fans for Rating (Métodos de Laboratório para Testar Um ponto de operação é um ponto determinado na Ventiladores para Tabulação) para levantar o curva de desempenho do ventilador. As equações desempenho de seus produtos. Esta norma possui são apresentadas abaixo, onde o índice "c" diferentes arranjos ou figuras, que servem para representa a condição desejada:simular a maneira como o ventilador será usado em campo, reproduzindo um dos quatro tipos de instalação já citados. Existem dois métodos básicos de medida: o tubo de pitot e o bocal com raio longo. A norma determina o desempenho em termos de vazão, pressão, potência, densidade do ar, velocidade de rotação e rendimento.

Os arranjos de laboratório propiciam condições ideais pela exigência de endireitadores e uniformizadores de fluxo, medições em planos onde se tem um perfil de velocidade totalmente desenvolvido e transformações de seção com

3Onde Q é a vazão em m /h, D é o diâmetro do rotor em ângulos limitados. Estas providências fazem com que metros, N é a rotação em rpm, P é a pressão total em to ventilador apresente seu máximo desempenho.

3Pa, r é a densidade em kg/m , P é a pressão estática Qualquer instalação real que não propicie condições s

em Pa, P é a pressão dinâmica em Pa, H é a potência para um fluxo uniforme reduzirá o desempenho do v

ventilador. em W e h é o rendimento (adimensional).

P =P - P sc tc vc

Q =Q(D /D)³(N /N)c c c

P =P (D /D)²(N /N)²(r /r)tc t c c c

P =P (D /D)²(N /N)²(r /r)vc v c c c

H =H(D /D) (N /N)³(r /r)c c c c5

h =(Q P )/(11217H )tc cc tc

h =h (P /P )sc tc sc tc

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

2 - 6

s ventiladores industriais podem ser divididos de ar-condiconado,aparelhos de ar-condicionado de em centrífugos, axiais e construções janela e equipamentos "roof top".Oespeciais (AMCA 201, 1990). Os centrífugos,

quanto ao projeto do rotor, classificam-se em: Os ventiladores axiais podem ser classificados como:

Pás de perfil aerofólio inclinadas para trás: são os de Propeller: o rendimento é baixo. A hélice tem maior eficiência entre os centrífugos. São construção barata e é limitada a aplicações de aplicados em sistemas de aquecimento, baixa pressão. Aplicados como circuladores de ventilação e ar-condiconado. Usados em ar e para ventilação através de paredes sem a tamanhos grandes para aplicações onde o ar é presença de dutos.limpo e a economia de energia significativa.

Tuboaxial: Algo mais eficiente que o propeller, é capaz Pás retas inclinadas ou curvadas para trás: de de desenvolver mais pressão. Aplicados a

rendimento um pouco inferior que o anterior, sistemas de aquecimento, ventilação e ar-possui as mesmas aplicações. Também é usado condicionado de baixa e média pressão onde a em algumas instalações industriais onde a pá distribuição do ar a jusante não é crítica. Também aerofólio não é aceitável devido ao ambiente usados em aplicações industriais como fornos, corrosivo ou abrasivo. cabines de pintura e exaustão de gases.

Pás radiais: o mais simples e o menos eficiente de Vaneaxial: Um bom projeto das pás permite todos os centrífugos. Usados basicamente para capacidade de média e alta pressão aliada a um transporte de materiais em plantas industriais. bom rendimento. Aplicados em sistemas de Também utilizado para aplicações que exigem aquecimento, ventilação e ar-condicionado de altas pressões de trabalho. baixa, média e alta pressão. É vantajoso quando

se quer uma instalação compacta e quando o Pás curvadas para frente: O rendimento é menor que o ventilador precisa estar em linha com os dutos.

dos ventiladores aerofólio e o dos de pás retas. Normalmente de construção leve e de baixo Entre os ventiladores especiais pode-se citar os custo. Usado basicamente em sistemas de centrífugos tubulares e os centrífugos e axiais de aquecimento, ventilação e ar-condicionado de telhado.baixa pressão. Ex. fornalhas domésticas, centrais

VENTILADORES E SUAS APLICAÇÕES

SISTEMAS DE VENTILAÇÃO

m sistema de ventilação é uma instalação que O ventilador é o componente do sistema que fornece pode incluir dutos, filtros, dispositivos de a energia para a corrente de ar superar a resistência Ucondicionamento, registros, grelhas, ao fluxo que os outros componentes oferecem.

ventiladores, etc... e cujo objetivo é mover o ar de um lugar a outro de forma controlada. Um sistema de ventilação contém um ou mais dos seguintes componentes:

a) entrada do sistema;b) sistema de distribuição;c) ventilador;d) dispositivo de controle;e) dispositivo de condicionamento;f) saída do sistema.

A Curva do Sistema

Para um determinado sistema com uma vazão fixa haverá uma correspondente perda de carga. Se a vazão for mudada, a perda de carga resultante também mudará. A relação que governa a maioria dos sistemas de ventilação é:

PRESSÃO =

VAZÃO (8)C

PRESSÃO VAZÃO C )(

2


3 - 6

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

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

Interação da Curva do Sistema com a Curva Característica do Ventilador

Uma vez determinada a curva do sistema através do cálculo da resistência ao fluxo e dos "efeitos do Perdas no Sistemasistema", espera-se que tendo o ventilador bem

Estimar a perda de carga de um sistema de selecionado, o sistema operará na vazão de projeto. distribuição de ar é uma tarefa complexa que requer O ponto de intersecção da curva do ventilador com a um considerável número de simplificações por parte curva do sistema determina a vazão real ou o ponto do projetista. A situação é posteriormente de operação do sistema (figura 2). A vazão de um complicada pelo fato de que o instalador muitas sistema pode ser variada mudando-se a sua vezes não consegue montar o sistema exatamente resistência, ou perda de carga, através de registros, como especificado no projeto.caixas de mistura, etc...

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

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

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

0

- 20

- 40

- 60

- 80

- 100

PE

RC

EN

TU

AL D

A P

RE

SS

ÃO

MÁ

XIM

A D

O V

EN

TIL

AD

OR

200 -

180 -

120 -

100 -

80 -

60 -

40 -

20 -

0 -

PE

RC

EN

TU

AL D

E R

ES

ISTÊ

NC

IA D

O S

ISTE

MA

160 -

140 -

100806040200

PERCENTUAL DE VAZÃO MÁXIMA DO VENTILADOR

200180160140120100806040200

PERCENTUAL DE VAZÃO DO SISTEMA - Q

CURVA DO VENTILADOR

SIST

EMA

B

SIS

TE

MA

A

SIS

TEM

A C

PONTODEPROJETO

PONTODEPROJETO

3

1

2

Fig.1 Curvas típicas de sistemas

200 -

180 -

120 -

100 -

80 -

60 -

40 -PE

RC

EN

TU

AL D

E R

ES

IST

ÊN

CIA

DO

SIS

TE

MA

160 -

140 -

PERCENTUAL DE VAZÃO DO SISTEMA - Q

SIST

EMA

B

SIST

EMA

A

SIST

EMA

C

20 -

0 -200180160140120100806040200

PONTO DE PROJETO

Fig.2 Interação das curvas do sistema e do ventilador


m fator de efeito do sistema é uma perda de velocidades maiores no lado oposto ao defletor junto pressão causada pelo efeito de restrições na à boca de descarga. Por este motivo a perda de carga Uaspiração e na descarga dos ventiladores, ou numa curva na descarga de um ventilador será muito

outras condições que influenciem o desempenho do maior do que os valores publicados para as curvas ventilador quando instalado no sistema. Condições inseridas ao longo do sistema. A complexidade deste estas que não estavam presentes quando do problema pode ser ilustrada na constatação de que levantamento da curva do ventilador no laboratório. A existem 224 diferentes fatores, que podem ser norma AMCA 210, já citada, que é usada para teste de aplicados conforme o tipo de configuração (AMCA ventiladores, foi concebida de tal forma que o 201, 1990).ventilador sendo testado, tenha uma distribuição

Outras Considerações quanto à Descarga. uniforme do ar na aspiração e uma descarga Outros dispositivos como endireitadores de fluxo, desobstruída. registros de controle de vazão e derivações na canalização podem ser instalados na descarga do Infelizmente, muitos sistemas de ventilação não ventilador ou próximos dela. gozam destas condições, e a conseqüência é uma Endireitadores de fluxo aplicados em curvas, perda de desempenho do ventilador que pode normalmente reduzem a perda de carga através das chegar a até 50% (Williamson 1997). A publicação mesmas. Entretanto, quando um perfil de velocidade AMCA 201 Fans and Systems (Ventiladores e não uniforme entra numa curva, os endireitadores Sistemas) possui tabelas e gráficos que permitem a atuam conservando este perfil através da curva e quantificação das perdas conforme o tipo de além dela, resultando em perdas maiores nos problema da instalação.componentes localizados após a mesma.

Fatores Relativos à Descarga do VentiladorPerdas de carga publicadas para registros são baseadas no funcionamento dos mesmos com perfis O ar desenvolve um perfil de velocidade uniforme à de velocidade uniformes. Quando um registro é medida que aumenta a distância da descarga do instalado próximo à boca de descarga do ventilador, o ventilador. O comprimento de duto necessário para perfil de velocidade que dele se aproxima não é obter-se 100% de recuperação de pressão estática é uniforme e perdas de carga muito maiores que as função da velocidade de descarga (AMCA 200, previstas serão experimentadas.1995). Entretanto podemos afirmar que são

necessários, no mínimo, dois e meio diâmetros, Condições de fluxo não-uniformes devem sempre ser podendo ser precisos até seis diâmetros para altas evitadas. Derivações na tubulação muito próximas à velocidades de descarga. Como regra geral utiliza-se boca de descarga causarão perdas de carga e em o comprimento de um diâmetro de duto para cada conseqüência vazões, muito diferentes daquelas do 1000 pés por minuto (5,08 m/s) de velocidade de projeto. Sempre que possível uma porção de duto descarga (AMCA 201, 1990). Quando não se pode ter reto deve ser colocada entre a descarga do ventilador um comprimento de duto adequado, um fator de e qualquer derivação na tubulação.efeito do sistema deve ser adicionado à perda de

carga estimada total.Fatores Relativos à Aspiração do Ventilador

Curvas na Descarga. Em geral, a aspiração do ventilador é mais sensível, Os valores publicados, para perda de carga em ao efeito das condições do sistema, que a descarga.curvas de sistemas de ventilação, partem do princípio Como os ventiladores muitas vezes são testados com que um perfil de velocidade uniforme está entrando dutos na aspiração, ou com bocais de aspiração que na curva. Como se sabe, o perfil de velocidade que simulam um duto na aspiração, ventiladores deixa a descarga de um ventilador, tanto axial como instalados sem estas peças sofrerão a formação de centrífugo, não é uniforme.uma "vena contracta", surgindo uma perda de carga No ventilador axial tem-se velocidades maiores no adicional não computada no projeto. Um fator de anel circular compreendido entre o círculo do cubo da efeito do sistema deve ser aplicado.hélice e o duto. No ventilador centrífugo tem-se

4 - 6

FATORES DOS EFEITOS DO SISTEMA


5 - 6

Curvas na Aspiração. Existem fatores conforme o percentual de área de Curvas instaladas na aspiração de ventiladores, ou aspiração obstruída.muito próximas dela, produzirão fluxos não-

Ventiladores que Operam em Série e em Paralelouniformes, formando, em muitos casos, um vortex na aspiração. Conforme o tipo de curva e sua distância

Ventiladores Operando em Série. em relação à aspiração do ventilador devem ser Podem ser considerados em série os ventiladores aplicados diferentes fatores de efeito do sistema. que operam consecutivamente no mesmo sistema, Além disso outros efeitos podem ocorrer como: ou aqueles ventiladores que possuem dois ou mais instabilidade do ventilador causando danos estágios. Em teoria a curva de pressão-vazão estruturais ao mesmo devido à vibração, flutuações combinada é obtida somando-se as pressões na pressão e aumento no nível de ruído de até 10 mantendo a mesma vazão. Na prática, porém, haverá decibéis em algumas bandas de oitava (AMCA 201, uma redução na vazão devido ao aumento na 1990). Curvas na aspiração devem ser instaladas no densidade do ar após o primeiro ventilador (ou mínimo a três diâmetros de distância do ventilador.estágio). Normalmente ocorre uma significativa perda de desempenho no segundo ventilador (ou estágio), Vortex na Aspiração. provocada pelas condições de fluxo não-uniforme de Outra causa importante na redução do desempenho sua aspiração.do ventilador é uma condição de aspiração que

produza um vortex (rotação da corrente de ar) na Ventiladores Operando em Paralelo. boca do ventilador. A condição ideal de aspiração é Ventiladores são comumente instalados em paralelo aquela em que o ar entra axialmente em fluxo laminar quando é necessária a movimentação de grandes na boca do ventilador. Uma rotação do ar, na mesma volumes de ar. A curva de pressão-vazão combinada direção que a rotação do ventilador, diminuirá o é obtida pela soma das vazões de cada ventilador à desempenho do mesmo dependendo da intensidade mesma pressão. O desempenho real não será igual deste vortex. Uma contra-rotação do ar, na aspiração ao teórico se as condições de aspiração não forem do ventilador, resultará num pequeno aumento da favoráveis. Ventiladores que possuem uma curva de curva vazão-pressão do ventilador, mas num grande pressão-vazão com inclinação positiva à esquerda aumento da potência consumida.do ponto de maior pressão (ventiladores de pás para frente, por exemplo), não devem ser selecionados Outras Considerações quanto à Aspiração. nesta região, pois podem apresentar funcionamento Obstruções na aspiração, como paredes nas instável.proximidades, tubulações, telas, estruturas, colunas,

etc.., também devem ser levadas em consideração.

Resistência do Sistema Subestimada Resistência do Sistema Superestimada

Conforme pode ser verificado na figura 3, quando a Considerando que a resistência do sistema tenha perda de carga do sistema é subestimada, a curva sido superestimada, a curva real (C) levará o real (B) do sistema levará o ventilador a funcionar no ventilador a trabalhar no ponto 3, fornecendo mais ponto 2, fornecendo menos vazão que o previsto. vazão que o desejado. Neste caso a rotação do Para que o ventilador forneça a vazão desejada, sua ventilador deverá ser diminuída até que seja atingido rotação deve ser aumentada para que atinja o ponto o ponto 4. Esta situação traz como conseqüência um 5. Neste caso deve-se consultar o fabricante para ter- desperdício de potência instalada, e também de se informações sobre os limites de emprego do investimento num motor maior que o necessário.equipamento, e deve-se calcular a nova potência consumida, que variará com o cubo do aumento de rotação.

EFEITO DE ERROS NA ESTIMATIVA DA PERDA DE CARGA DO SISTEMA


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

CONCLUSÃO

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

REFERÊNCIAS experiência mostra que variações de mais ou menos 10% na perda de carga estimada do

Air Movement and Control Association, Inc., 1995, Asistema, em comparação com a real, podem Air Systems, Publication 200-95.ocorrer. Air Movement and Control Association, Inc., 1990, O ventilador também possui tolerâncias de Fans and Systems, Publication 201-90.funcionamento que são estabelecidas na publicação Williamson, Dick, 1997, System Effects, AMCA AMCA 211Certified Ratings Program-Air Performance Paper 2337-97, Illinois.

TOLERÂNCIAS DO SISTEMA E DOVENTILADOR

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3

4

5

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3

VAZÃO DE PROJETO

CURVAPRESSÃO-VAZÃODO VENTILADOR

PERDA DE CARGA REALMENOR QUE O VENTILADOR PROJETADO ENTREGARÁEM

PRESSÃO MÁXIMADO VENTILADOR

CURVA CSISTEMA REAL

CURVA ASISTEMA CALCULADO

CURVA BSISTEMA REALPERDA DE CARGA REAL

MAIOR QUE O VENTILADORPROJETADO ENTREGARÁ EM

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Fig.3 Curvas de Desempenho do Ventilador/Sistema




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Manual Tecnico de Ventiladores