pgmec · jetivo destes sistemas é de reduzir o trabalho de compressão através de redução de...

PGMECPÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICAESCOLA DE ENGENHARIAUNIVERSIDADE FEDERAL FLUMINENSE

Dissertação de Mestrado

RESFRIAMENTO DESSECANTE PARA

AUMENTO DO DESEMPENHO DE

PROCESSOS DE COMPRESSÃO

FELIPE OLIVEIRA QUINTANILHA

OUTUBRO DE 2014

FELIPE OLIVEIRA QUINTANILHA

RESFRIAMENTO DESSECANTE PARAAUMENTO DO DESEMPENHO DE PROCESSOS

DE COMPRESSÃO

Dissertação apresentada ao Programa de Pós-graduação em Engenharia Mecânicada UFFcomo parte dos requisitos para a obtenção do tí-tulo de Mestre em Ciências em Engenharia Me-cânica

Orientador(es): Leandro Alcoforado Sphaier, Ph.D. (PGMEC/UFF)Carlos Eduardo Leme Nóbrega, D.Sc. (CEFET/RJ)

UNIVERSIDADE FEDERAL FLUMINENSE

NITERÓI, OUTUBRO DE 2014

RESFRIAMENTO DESSECANTE PARAAUMENTO DO DESEMPENHO DE PROCESSOS

DE COMPRESSÃO

Esta dissertação foi julgada adequada para a obtenção do título de

MESTRE EM ENGENHARIA MECÂNICA

na área de concentração de Termociências, e aprovada em sua forma finalpela Banca Examinadora formada pelos membros abaixo:

iv

Leandro Alcoforado Sphaier (Ph.D.)Universidade Federal Fluminense – PGMEC/UFF

(Orientador)

Carlos Eduardo Leme Nóbrega, (D.Sc.)CEFET/RJ

(Orientador)

Maria Laura Martins Costa (D.Sc.)Universidade Federal Fluminense – PGMEC/UFF

José Alberto dos Reis Parise (Ph.D.)DEM/PUC-Rio

Emanuel Negrão Mecêdo (D.Sc.)Universidade Federal do Pará – PRODERNA/UFPA

Resumo

Sistemas alternativos de refrigeração dessecante têm sido muito estudados recente-

mente por serem menos agressivos ao meio ambiente. Estes sistemas de refrigeração

são capazes de proporcionar conforto térmico em termos de temperatura e umidade do

ar. Sistemas de inter-resfriamento são amplamente utilizados em compressores multi-

estágios, pois conseguem reduzir o trabalho de compressão. Este trabalho propõe três

diferentes configurações de sistemas com dois compressores em série e um sistema

dessecante acoplado. O primeiro é um sistema de inter-resfriamento que utiliza um

resfriador evaporativo indireto entre os compressores. O segundo esquema utiliza este

mesmo equipamento em uma posição diferente no sistema, para este caso o resfria-

dor fica localizado na entrada do primeiro estágio de compressão. Já o último sistema

conta com uma roda dessecante antes do primeiro compressor. Os principais objetivos

destes acoplamentos são de reduzir o trabalho de compressão do sistema, aumentar a

densidade do ar de entrada e retirar uma parcela de umidade do ar que entra no sistema.

Os resultados apresentados mostram que o propósito de cada sistema foi atingido. Foi

observada uma redução em torno de 5% do trabalho de compressão para o primeiro

modelo proposto. O sistema de pré-resfriamento também apresentou uma melhoria no

trabalho de compressão e um aumento da massa específica do ar. O esquema com o

pré-dessecante consegue evitar a condensação da água durante a passagem pelos com-

pressores.

v

Abstract

Alternative desiccant cooling systems have been widely studied lately due to the envi-

ronmental friendliness. These cooling systems are able to provide thermal comfort in

terms of temperature and humidity. Realizing that intercooling systems have been lar-

gely used in multistage compressors, due to the reduction of compression work. This

work come up with three different systems configurations regarding two compressors

and desiccant coupled. The first system is an inter-cooling which makes use of a indi-

rect evaporative cooler between the compressors. The second scheme uses this same

equipment in a different place. In this case the cooler is localized at the entry of the

first compression stage. The last system has a desiccant wheel before the first compres-

sor. The main goal of this coupling is to reduce the compression work of the system,

increase the entry air density and remove a part of air humidity in the entry of the sys-

tem. The results here presented shown that the aim of each modeling was achieved. A

reduction around 5% of compression work, could be seen for the first proposed mo-

deling. The pre-cooling system also showed a improvement in the compression work

and a increase air density. The scheme considering the pre-desiccant is able to avoid

condensation of water during passage through the compressor.

vi

Sumário

Resumo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . v

Abstract . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . vi

Nomenclatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xii

1. Introdução . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1

1.1 Motivação . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1

1.2 Sistema de resfriamento dessecante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

1.3 Revisão bibliográfica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

1.3.1 Sistemas dessecantes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

1.3.2 Processos de compressão . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6

1.4 Objetivos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

2. Formulação do Problema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10

2.1 Estágios de compressão . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12

2.2 Intercooler sensível (IC) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15

2.3 Roda dessecante (DW) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15

2.4 Trocador de calor sensível (HW) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17

2.5 Resfriador evaporativo indireto (IEC) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17

2.6 Outras relações . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

2.6.1 Razão de umidade . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

2.6.2 Umidade relativa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

2.6.3 Relação entre razão de umidade e a umidade relativa . . . . . . 20

2.6.4 Massa específica do ar úmido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

2.6.5 Pressão de vapor saturado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

2.6.6 Entalpia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

2.6.6.1 Entalpia do ar seco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22

2.6.7 Entropia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

vii

Sumário viii

2.7 Solução . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

3. Resultados e discussão . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

3.1 Inter-resfriamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

3.1.1 Curvas T-s . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

3.1.1.1 Variação da temperatura de entrada . . . . . . . . . . 24

3.1.1.2 Variação da umidade de entrada . . . . . . . . . . . . 26

3.1.1.3 Variação da razão de compressão . . . . . . . . . . . 27

3.1.1.4 Variação da eficiência do intercooler (εIC ) . . . . . . 28

3.1.1.5 Variação da eficiência do intercooler (εIC ) para uma

baixo (rp) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30

3.1.1.6 Variação da eficiência do resfriador evaporativo in-

direto (εEC ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

3.1.1.7 Variação da eficiência do trocador de calor sensível

(εH X ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

3.1.1.8 Variação da eficiência do trocador de calor sensível

(εHW ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

3.1.1.9 Desconsiderando a roda dessecante . . . . . . . . . . 34

3.1.2 Curvas(rp − wc

wc,0

)variando a eficiência dos componentes do

sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 35

3.2 Pré-resfriamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

3.2.1 Curva(rp − wc

wc,0

)variando a eficiência dos componentes do

sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

3.2.2 Curvas(rp − ρ

ρ0

). . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

3.3 Pré-dessecante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

3.3.1 Curvas (rp −φ) variando a temperatura de entrada . . . . . . . 38

3.3.2 Curvas (rp−φ) variando a eficiência dos componentes do sistema 39

4. Conclusões . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

4.1 Sugestões para trabalhos futuros . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41

Sumário ix

5. BIBLIOGRAFIA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

Lista de Figuras

1.1 Sistema de resfriamento dessecante. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

2.1 Esquema de inter-resfriamento dessecante. . . . . . . . . . . . . . . . . 11

2.2 Esquema de pré-resfriamento dessecante. . . . . . . . . . . . . . . . . . 12

2.3 Sistema de compressão com pré-dessecante. . . . . . . . . . . . . . . . 13

2.4 Variação da eficiência de compressão com a razão de compressão parcial. 14

3.1 Curvas T-s que mostram o efeito da variação da temperatura de entrada. 25

3.2 Curvas T-s que mostram o efeito da variação da umidade de entrada. . 26

3.3 Curvas T-s que mostram o efeito da variação da razão de compressão. . 27

3.4 Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do interco-

oler εIC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28

3.5 Curva T-s que mostra o efeito da eficiência do sistema desconsiderando

o intercooler. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

3.6 Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do interco-

oler εIC para um baixo rp. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30

3.7 Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do resfriador

evaporativo indireto (εEC ). . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31

3.8 Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do trocador

de calor sensível (εH X ). . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

3.9 Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do trocador

de calor sensível (εHW ). . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

3.10 Curvas T-s que mostram o efeito do sistema sem a roda dessecante. . . 34

3.11 Curvas(rp − wc

wc,0

)que mostram o efeito da variação das eficiências dos

componentes. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 35

3.12 Curvas(rp − wc

wc,0

)que mostram o efeito da variação das eficiências dos

componentes. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

x

Lista de Figuras xi

3.13 Curvas(rp − ρ

ρ0

)que mostram o efeito da variação da eficiência dos

componentes. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

3.14 Curvas (rp −φ) que mostram o efeito da variação da temperatura de

entrada do sistema. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

3.15 Curvas (rp −φ) que mostram o efeito da variação da eficiência dos

componentes. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39

Nomenclatura

cp calor específico

cpa calor específico do ar seco

cpv calor específico do vapor de água

C capacitância térmica

COP rendimento do ciclo de resfriamento

DW roda dessecante

D IC sistema de inter-resfriamento dessecante

DPC sistema de pré-resfriamento dessecante

EC resfriador evaporativo

HW trocador de calor sensível

I EC resfriador evaporativo indireto

I entalpia

Ia entalpia de ar seco

Iv entalpia de vapor de água

ıa entalpia específica de ar seco

ıv entalpia específica de vapor de água

ıl entalpia específica da água líquida

ı0a entalpia de referência do ar seco

ı0v entalpia de referência do vapor de água

ı entalpia de base seca

ı0 entalpia de base seca de referência

ıs entalpia sensível

m massa

ma massa de ar seco

xii

Nomenclatura xiii

mv massa de vapor de água

ml massa de água líquida

m vazão em massa de ar

mv,max massa de vapor obtida na linha de saturação

P pressão do ar atmosférico

Par pressão de ar seco

Pv pressão de vapor de água

Pv s pressão de vapor saturado

patm pressão do ar atmosférico

R constante de Avogadro

Ra constante universal dos gases perfeitos do ar seco

Rv constante universal dos gases perfeitos do vapor de água

rav razão entre o Ra e oRv

rp razão de compressão

rp∗ razão de compressão parcial

s entropia

DPC sistema pré-dessecante

T temperatura

T0 temperatura de referência

Ten temperatura de entrada

V volume

Y umidade absoluta

Ymax umidade absoluta máxima

Y0 umidade absoluta de referência

Ysat umidade absoluta do ar saturado

Yi deal umidade absoluta mínima possível

Nomenclatura xiv

Símbolos Gregos

Φ umidade relativa

ε efetividade

η parâmetro de cálculo da roda dessecante

ηc,Hi eficiência de compressão alta

ηc,Lo eficiência de compressão baixa

ρ massa específica do ar úmido

Subscritos

a ar seco

v vapor de água

v s vapor saturado

máx máximo

0 referência

bu bulbo úmido

s sensível

sat saturado

hw trocador de calor

ec resfriador evaporativo

i c intercooler sensível

d w roda dessecante

Capítulo 1

Introdução

1.1 Motivação

Durante os últimos anos, tem surgido um crescente interesse em alternativas para os

ciclos tradicionais de refrigeração, os quais são baseados na compressão de fluidos

refrigerantes. A utilização destes fluidos é o principal motivo para a busca de siste-

mas alternativos que não sejam nocivos ao meio ambiente, ou seja, não emitam CFC

(cloroflúor-carbono). Sistemas de resfriamento dessecantes constituem uma promis-

sora alternativa para sistemas de refrigeração convencionais. Estes novos sistemas

utilizam ar e água como refrigerantes e minimizam o consumo de energia elétrica.

Sistemas de compressão de multiestágios, os quais utilizam dois ou mais com-

pressores em série, têm ampla aplicação industrial nos dias atuais. Os sistemas de

inter-resfriamento entre os estágios de compressão são uma prática comum. O ob-

jetivo destes sistemas é de reduzir o trabalho de compressão através de redução de

temperatura da corrente de ar que passa pelos compressores. Este decréscimo de tem-

peratura é devido a um trocador de calor sensível situado entre os compressores que

leva a corrente de ar que sai do primeiro compressor de volta à temperatura ambiente.

Sendo assim, uma outra aplicação para sistemas dessecantes é a melhoria do desem-

penho de sistemas de compressão multiestágios. Pois, o calor rejeitado no intercooler

pode ser utilizado para regenerar a roda dessecante.

1

1. Introdução 2

Muitas vezes é interessante reduzir a umidade do ar que entra em um sistema de

compressão, pois isso diminui a condensação da água que está contida no ar. Em ou-

tros casos, a redução da temperatura de entrada do sistema permite um aumento na

densidade do ar gerando um aumento de vazão. Sendo assim, esta nova tecnologia que

utiliza materiais dessecantes pode ser utilizada em conjunto com sistemas de compres-

sores de diferentes maneiras, auxiliando na melhoria de diversos parâmetros.

1. Introdução 3

1.2 Sistema de resfriamento dessecante

A figura 1.1 mostra um sistema de resfriamento dessecante, que é uma parte do ciclo

de ventilação de Pennington. Este sistema consiste na forma mais simplificada de

resfriamento dessecante. Todo o ar que entra na roda dessecante é oriundo do ambiente

externo. O sistema mostrado na figura 1.1, é dividido em quatro estágios:

Fig. 1.1: Sistema de resfriamento dessecante.

• 1 → 2: o ar externo é desumidificado e consequentemente aquecido ao passar

pela roda dessecante (DW);

• 2 → 3: o ar quente e seco é resfriado sem transferência de vapor de água em um

regenerador de calor sensível (HW);

• 3 → 4: o ar seco é resfriado isoentalpicamente, a energia de evaporação da água

é utilizada para resfriar o ar em um resfriador evaporativo (EC).

1.3 Revisão bibliográfica

1.3.1 Sistemas dessecantes

Nos últimos anos pode-se encontrar diversos trabalhos que abordam diferentes aplica-

ções para materiais adsorventes. Ciclos de resfriamento dessecante são uma importante

aplicação deste tipo de material e constituem uma promissora alternativa para ciclos

de refrigeração convencionais. Rodas dessecantes, contendo materiais adsorventes hi-

groscópicos com alta afinidade por vapor d’água, as quais são utilizadas para remover

1. Introdução 4

uma parcela da umidade presente no ar são apresentadas em [1–4]. Diferentes mode-

los para simular a operação deste tipo de roda dessecantes são encontrados em diversos

trabalhos na literatura [5–8].

Ao contrário dos ciclos de compressão de vapor tradicionais descritos em [9], os

ciclos de resfriamento dessecante não utilizam fluidos refrigerantes em seu sistema,

no entanto são capazes de substituí-los proporcionando o mesmo conforto em termos

de temperatura e umidade. O ciclo de resfriamento dessecante, em seu modelo mais

simplificado, também conhecido como ciclo de Pennington, consiste em forçar o ar

externo a passar por um material adsorvente para retirar a umidade. Uma das grandes

vantagens destes ciclos é que a temperatura que a corrente de ar deve atingir após

a fonte quente para regenerar a roda dessecante pode ser obtida de diversas maneiras

como por exemplo a queima de gás natural, energia solar e outras formas de geração de

calor como máquinas em operação que liberam calor para o ambiente. Smith et al. [10–

19] apresentam um sistema dessecante utilizando energia solar. Outras combinações

de ciclo evaporativo dessecante com processo de desumidificação utilizando energia

solar para regenerar a roda dessecante, podem ser visto em [20, 21].

Existem diferentes configurações de ciclos de resfriamento dessecantes, como mos-

tra [22], onde foram realizadas diversas configurações de re-circulação de correntes de

ar, introduziram-se também ciclos que utilizam mais de um trocador de calor assim

como mudanças nas configurações dos componentes do ciclo evaporativo tradicional.

Estas modificações foram feitas na tentativa de aumentar o rendimento e gerar equipa-

mentos mais eficientes. Estes rendimentos calculados foram comparados em forma de

tabelas para avaliar se houve melhorias de rendimento com as mudanças de configura-

ções dos componentes. No modelo mais simplificado do ciclo, ciclo de ventilação, o

ar que entra na roda dessecante é cem por cento oriundo do ambiente externo e todo

o ar que retira a umidade da roda é rejeitado para o ambiente externo novamente. No

entanto, existem configurações de ciclos que aplicam a re-circulação de parte do ar, fa-

zendo uma mistura de parte do ar do ambiente refrigerado e parte do ambiente externo.

Há também, modelos em que cem por cento do ar que entra na roda dessecante, vem

1. Introdução 5

do ambiente refrigerado, ou seja, todo o ar que entra na roda dessecante está à mesma

temperatura e umidade do recinto o qual deseja-se refrigerar. Bourdoukan et al. [23]

apresentou uma comparação entre ciclos de ventilação e ciclos com re-circulação de

ar e gerou valores críticos para o desempenho de componentes que compõe o ciclo. O

objetivo de misturar parte do ar de entrada do ciclo com o ar do ambiente refrigerado

é de baixar a temperatura de entrada do ciclo e consequentemente aumentar o calor

retirado do ambiente refrigerado. Existem especificações de normas para quantidades

máximas de ar que deve ser re-circulado pois, em ambientes com presença humana

constante, não pode existir risco de contaminação do ar do recinto refrigerado. Para

os casos de re-circulação total do ar, só é aplicável em ambientes no qual não exista

presença humana constante. As rodas dessecantes podem ser utilizadas em configu-

rações diferentes [14, 24] como por exemplo ciclos que empregam mais de uma roda

dessecante em paralelo, os quais têm o objetivo de diminuir ainda mais a umidade do

ar de entrada. Ao chegar no evaporador o ar encontra-se com uma menor umidade e

pode atingir temperaturas mais baixas do que aquelas atingidas em ciclos com uma

única roda dessecante.

Apesar dos ciclos de resfriamento dessecantes apresentarem uma boa alternativa

para refrigeração, uma desvantagem notável quando comparados com ciclos de com-

pressão tradicionais é o fato da eficiência do ciclo ser, em geral, mais baixa. Com isso,

existem esforços na tentativa de aumentar o valor do COP1 dos ciclos dessecantes,

visando torná-los mais competitivos. Um método eficiente de otimizar estes ciclos é

via simulação computacional. Charoensupaya e Worek [25], conduziram um estudo

paramétrico de um sistema de ciclos dessecantes abertos usando soluções de EDP para

simular a roda dessecante. Jurinak et al. [26] também analisaram sistemas de ciclos

abertos para aplicações residenciais onde foi mostrado como o aperfeiçoamento da

roda dessecante influência diretamente o COP. Zhang e Niu [27] verificaram o ciclo de

resfriamento dessecante em combinação com um painel térmico que tem como obje-

tivo retirar calor do ambiente refrigerado.

1 Coeficiente de performance de ciclos de refrigeração

1. Introdução 6

Um outro trabalho realizado na área foi o de Camargo et al. [28], que apresentaram

uma análise termo-econômica dos ciclos de resfriamento dessecantes em paralelo com

o desempenho dos evaporadores. Panaras et al. [29] propôs uma metodologia para

a definição das possibilidades de sistemas trabalhando em um conjunto específico de

zona de conforto, simulando um sistema de ar condicionado dessecante em uma resi-

dência típica. Kanoglu et al. [30] simularam ciclos dessecantes de ventilação e com

re-circulação de ar e os COPs para cada respectivo modelo foram avaliados. Uma outra

abordagem pode ser vista em Ge et al. [31], onde foi feita uma análise experimental

aplicando dois estágios de desumidificação em uma única roda dessecante.

Panaras et al. [32] mostrou um estudo visando identificar parâmetros de projeto

em ciclos dessecantes, investigando os efeitos gerados devido à variação destes pa-

râmetros no sistema como um todo. Um novo equacionamento para as condições do

ambiente refrigerado pode ser vista em [33], onde o calor latente da sala é proporcional

à diferença de temperatura do ar externo e da condição do recinto refrigerado.

Quintanilha et al. [34] investigou a influência das condições de temperatura e umi-

dade do ambiente externo para o ciclo dessecante em sua configuração mais simplifi-

cada e também, para o ciclo com total re-circulação de ar. Este trabalho mostrou que as

condições obtidas no ambiente refrigerado variam significativamente com o ambiente

externo. Os resultados também mostraram que a eficiência do resfriador evaporativo

tem grande influencia nos ciclos estudados.

1.3.2 Processos de compressão

Turbinas a gás têm uma ampla aplicação na matriz energética de diversos países ao re-

dor do mundo, além de sua importância em aplicações industriais [35]. O mecanismo

de funcionamento deste equipamento consiste de um compressor para aumentar a pres-

são do ar que será utilizado para combustão, uma câmara de combustão, onde o ar é

misturado ao combustível e queimado, e de uma turbina que através de uma expansão

extrai energia dos gases de combustão. Estes ciclos geralmente operam de acordo com

o ciclo termodinâmico aberto de Brayton [36, 37].

1. Introdução 7

Os trabalhos [38–40] mostraram que o desempenho das turbinas variam signifi-

cativamente com os locais e as condições ambientais onde estejam situadas. Devido

a esta variação de desempenho a ISO (International Organization of Standardization)

desenvolveu relações que especificam as condições de entrada para cada projeto de

turbina a gás [35]. A mesma turbina a gás opera de maneira diferente em locais de

grande altitude quando comparados com lugares situados ao nível do mar. Ela também

não terá o mesmo desempenho no verão e no inverno, principalmente em locais onde

ocorrem grandes variações de temperatura [41]. Para padronizar tais parâmetros foi

criado a "ISO ratings", que é baseado na "ISO standards 3977-2"(Gas Turbines - Part2:

Standards Reference Conditions and Ratings). As três condições padrões especifica-

das são temperatura ambiente de 15◦C, umidade relativa 60% e a pressão ambiental

101.35 kPa [35]. Estas três condições afetam diretamente a densidade do ar. Como a

seção interna do compressor possui um volume fixo de ar para cada rotação das pás,

então a massa de ar depende de sua densidade. Esta varia diretamente com as con-

dições de entrada [42]. Isto significa que ao nível do mar e para temperaturas mais

baixas na entrada o ar vai ser mais denso e consequentemente uma maior massa de

ar irá entrar. Análises termodinâmicas presentes na literatura mostram que a eficiência

térmica e a potência produzida decaem com o aumento da umidade e da temperatura do

ambiente, no entanto a última é o parâmetro que tem maior influência na performance

das turbinas a gás. Pode ser visto em [43] que um aumento da temperatura ambiente

resulta em uma redução na densidade do ar, e por consequência uma redução da massa

de ar que entra no compressor. Com isso, menos ar passa pela turbina gerando uma

diminuição na potência produzida.

De Sa e Sarim [44] relataram a variação de performance das turbinas de gás para

diferentes temperaturas ambientais. O trabalho propõe uma relação empírica entre

a capacidade da turbina de gás gerar energia quando exposta a severas temperaturas

ambientais. Esta avaliação é de extrema importância em países com climas desérticos

onde a temperatura do ambiente pode variar muito ao longo do dia. Foi observado

que para cada Kelvin de aumento de temperatura acima da condição ISO, a turbina

1. Introdução 8

estudada perde 0.1% de eficiência térmica, o que significa 1.47 MW de energia de

saída. O trabalho de Thamir [45] mostrou que para um aumento de 1◦C na temperatura

do ar de entrada a energia gerada pela turbina decresce em 1%. Este artigo também fez

uma revisão de algumas técnicas que já foram desenvolvidas para reduzir a temperatura

de entrada de turbinas a gás.

Visto que a variação das condições ambientais na entrada de ciclos de compres-

são, em geral, afeta significativamente a potência gerada por turbinas a gás, diversos

estudos têm sido feitos ao longo destes últimos anos na tentativa de mitigar estes efei-

tos. Existem diferentes métodos disponíveis na literatura, como em Alhazmy [46] que

mostrou um estudo que compara dois métodos diferentes para reduzir a temperatura

do ar na entrada de turbinas a gás. Este trabalho mostrou que o método "spray cooler",

que retira calor do ar através da evaporação da água, é capaz de aumentar a eficiência

de uma turbina de uma maneira mais econômica financeiramente. No entanto, este

método apresenta limitações quanto as condições de temperatura e umidade do ar na

entrada. Ou seja, tem uma maior aplicabilidade em climas secos e quentes onde a

umidade do ar é menor e a temperatura é mais alta. Farzaneh [47] apresentou uma

comparação entre dois métodos já conhecidos para redução de temperatura na entrada

de turbinas com uma nova metodologia que utiliza parte do potencial de energia pro-

duzido pela refinaria localizada no Iran. Os resultados deste trabalho mostraram que a

configuração proposta é a mais viável para a turbina estudada. Santos et al. [42] cons-

truiu um modelo termodinâmico para calcular, entre outros parâmetros, a eficiência

térmica. Os resultados obtidos via simulação computacional foram comparados como

um caso base que estava de acordo com as condições ISO.

1.4 Objetivos

Este trabalho tem como objetivo principal investigar os benefícios que se obtém quando

sistemas de compressão operam em conjunto com sistemas dessecantes. Para realizar

este estudo foi feita uma revisão bibliográfica contemplando os trabalhos que mais se

destacaram nos últimos anos tanto na área de sistemas dessecantes como na parte de

1. Introdução 9

sistemas de compressão. Visando facilitar o entendimento dos problemas estudados o

capítulo de formulação do problema mostra todas as relações utilizadas para modelar

os sistemas investigados, assim como o método utilizado para a solução das equações.

Já no capítulo de resultados e discussões, foram apresentados diferentes tipos de curvas

junto com comentários sobre o comportamento dos sistemas propostos quando compa-

rados com sistemas tradicionais de compressão. A última parte deste trabalho mostra

uma conclusão sobre as vantagens apresentada pelos sistemas propostos.

Capítulo 2

Formulação do Problema

Neste capítulo serão mostradas as configurações propostas dos sistemas de compres-

são com dessecante acoplado, assim como, todas as relações utilizadas para modelar

estes sistemas. As considerações feitas para a simplificação do problema e as técnicas

utilizadas para resolver o sistema de equações, também serão apresentadas.

Com o objetivo de simplificar os sistemas estudados foram utilizadas algumas con-

siderações. Entre estas, devem ser destacadas:

1. O ar é considerado um gás ideal (mistura de ar seco e vapor de água);

2. A vazão de massa de ar seco foi considerada constante;

3. A concentração de vapor de água na mistura de gás é considerada pequena, de

tal forma que a concentração de ar seco é invariável;

4. As variações de temperatura são moderadas, com isso assume-se os calores es-

pecíficos como constantes;

5. Somente a operação em regime permanente foi avaliada;

6. A efetividade dos trocadores do calor sensíveis e dos evaporadores são indepen-

dentes das condições de operação;

7. As eficiências de compressão são independentes das taxas de vazão de massa;

10

2. Formulação do Problema 11

8. Não ocorre condensação entre os estágios de compressão;

9. O ambiente externo (Ten , Yen) é previamente conhecido, oriundo de condições

de um design pré-estabelecido.

Estas considerações são comuns em estudos de sistemas que possuem componentes

dessecantes. No entanto, vale destacar que, de fato, as efetividades dos componentes

dependem das condições de operação. E também, pode ocorrer condensação de água

entre os estágios de compressão. Esta possível condensação da água foi tratada de uma

maneira específica neste trabalho, a qual será descrita neste capítulo.

Três configurações diferentes de sistemas de compressão com dessecante acoplado

foram propostas neste trabalho. A primeira mostrada na figura 2.1, é um sistema des-

secante de inter-resfriamento (DIC), o qual utiliza os efeitos do ar quando é desumidi-

ficado para prover um inter-resfriamento entre os estágios de compressão. A segunda

Fig. 2.1: Esquema de inter-resfriamento dessecante.

configuração, apresentada na figura 2.2, é um esquema dessecante de pré-resfriamento

(DPC), onde os efeitos do resfriamento dessecante são utilizados para reduzir a tempe-

ratura do ar na admissão antes do primeiro estágio de compressão. Com isso a vazão

de massa aumenta e consequentemente diminui o trabalho de compressão. A última

configuração é um sistema de compressão com um pré-dessecante (SPD), como pode


Fig. 2.2: Esquema de pré-resfriamento dessecante.

ser visto na figura 2.3. Uma roda dessecante é utilizada para retirar parte da umidade

do ar na entrada do sistema. Isto tende a evitar a condensação da água após a passagem

pelos estágios de compressão. Em todos os sistemas apresentados o ar que sai do tro-

cador de calor sensível (IC) têm o objetivo de regenerar a roda dessecante utilizando o

calor recebido pela corrente que passa pelos compressores. A numeração utilizada em

cada estágio das três configurações propostas foram escolhidas para facilitar a modela-

gem. As equações que governam cada estágio dos ciclos de compressão são mostradas

a seguir.

2.1 Estágios de compressão

O primeiro estágio de compressão (baixa pressão) é dado pela equação (2.1) e a equa-

ção (2.2) mostra que a umidade absoluta não varia quando a corrente de ar passa por

este estágio de compressão:

T2 = T1

[((p∗

Lo

) k−1k − 1

) 1

ηc,Lo+1

], (2.1a)

Y2 = Y1, (2.1b)


Fig. 2.3: Sistema de compressão com pré-dessecante.

e o segundo estágio de compressão (alta pressão) apresenta as mesmas correlações do

estágio de compressão anterior, no entanto a numeração foi corrigida de acordo com o

posicionamento nas figuras 2.1, 2.2 e 2.3:

T5 = T4

[((p∗

Hi

) k−1k − 1

) 1

ηc,Hi+1

], (2.2a)

Y5 = Y4. (2.2b)

Para o esquema dessecante de inter-resfriamento T1 = T0, onde T0 é a temperatura

ambiente, e para o sistemas de pré-resfriamento e de pré-dessecante isto será diferente

devido à presença do sistema de pré-resfriamento e da roda dessecante na entrada do

primeiro compressor. O sistema apresentado na figura 2.2 é utilizado justamente para

reduzir a temperatura na entrada e assim, aumentar a vazão de massa de ar que entra

no sistema devido ao aumento da densidade do ar. Já o sistema da figura 2.3 tem como

principal objetivo a redução da umidade do ar na entrada do primeiro compressor,

evitando assim, a condensação da água no sistema.


Os trabalhos de compressão específicos para ambos estágios são calculados como:

Wc,Hi = mC wc,Hi , com wc,Hi = c4 (T5 −T4) (2.3a)

Wc,Lo = mC wc,Lo , com wc,Lo = c1 (T2 −T1) (2.3b)

onde c j é o calor específico em base seca para um ponto arbitrário j :

c j = cp,a + cp,v Y j (2.4)

As eficiências de compressão (ηc,Hi , ηc,Lo) utilizadas nas equações (2.1) e (2.2) são

calculadas como:

ηc,Hi = ηc,Lo = 1 −(0.004 + rp∗ − 1

150

), (2.5a)

rp∗ = √rp (2.5b)

rp = P5

P1(2.5c)

Esta mesma relação também pode ser vista em [46, 48]. Onde o rp∗ é razão de com-

5 10 15 20rp*

0.84

0.86

0.88

0.90

0.92

0.94

0.96

ηc

Fig. 2.4: Variação da eficiência de compressão com a razão de compressão parcial.

pressão após a passagem do ar por um estágio de compressão. Esta razão de com-

pressão parcial rp∗ é calculada como a raiz quadrada da razão de compressão total rp ,


como mostra a equação (2.5b). Para os casos estudados ambos os compressores pos-

suem o mesmo rp∗ . A figura 2.4 apresenta como a eficiência de compressão varia com

a razão de compressão parcial.

2.2 Intercooler sensível (IC)

As equações para o intercooler sensível são oriundos de um balanço de massa e de

energia neste componente, e também da efetividade de troca de calor que é preestabe-

lecida:

CC (T2 − T3) = QIC = CR (T1r −T0) (2.6a)

Y2 = Y3, (2.6b)

Y1r = Y0, (2.6c)

εIC = CC

Cmin

T2 − T3

T2 −T0, (2.6d)

onde Cmin = min(CC ,CR ), e as relações de capacitância térmicas das linhas de com-

pressão e de regeneração são dadas por:

CC = c1 mC , (2.7a)

CR = c0 mR , (2.7b)

A taxa de transferência de calor QIC é a energia removida pelo intercooler sen-

sível, o qual é utilizado para fornecer o calor requerido para a regeneração da roda

dessecante.

2.3 Roda dessecante (DW)

Para a roda dessecante, o processo também é modelado utilizando os balanços de massa

e energia através das duas correntes.


mR (ı1r − ı2r ) = mD (ı1d − ı0), (2.8a)

mR (Y1r − Y2r ) = mD (Y1d − Y0), (2.8b)

Também foram utilizadas as correlações algébricas de Maclainc Cross e Banks

[49, 50], as quais são dadas através de dois parâmetros de performance (η1 and η2)

para a roda dessecante:

η1 = F1(T1d ,Y1d )−F1(T0,Y0)

F1(T1r ,Y1r )−F1(T0,Y0), η2 = F2(T1d ,Y1d )−F2(T0,Y0)

F2(T1r ,Y1r )−F2(T0,Y0), (2.8c)

onde as funções F1 e F2 são dadas por:

F1(T,Y ) =−2865

T 1.49+4.344Y 0.8624, F2(T,Y ) = T 1.49

6360−1.127Y 0.07969, (2.8d)

e η1 and η2 são previamente conhecidos e valores típicos podem ser encontrados em

diversos trabalhos como descrito em [11, 13, 27, 29, 51]. De acordo com os valores

atribuídos para os ηs pode-se obter rodas dessecantes de alta e de baixa eficiência.

Valores típicos para os ηs são mostrados à baixo:

• Roda dessecante de alta eficiência (HPD): η1 = 0.05, η2 = 0.95;

• Roda dessecante de baixa eficiência (LPD): η1 = 0.07, η2 = 0.80;

Embora existam modelos matemáticos mais elaborados para simular rodas desse-

cantes, esta correlação simplificada tem sido utilizada recentemente em diversos estu-

dos [8, 29, 32, 52–55], incluindo resultados de validação experimental [32, 53].


2.4 Trocador de calor sensível (HW)

Balanços de massa e energia para as duas correntes do trocador de calor do lado des-

secante do sistema:

CD (T1d −T2d ) = QHW = CE (T1e −T0), (2.9a)

Y1e = Y0, Y2d = Y1d , (2.9b)

e a relação de efetividade para este componente é dada como:

εH X = CD

Cmin

T1d −T2d

T1d −T0(2.9c)

no qual Cmin = min(CD ,CE ), e a taxa de capacidade térmica da corrente de desumidi-

ficação e da corrente de ar externo (para resfriarem o ar após a desumidificação) são

dados por:

CD = c1d mD , (2.10a)

CE = c0 mE , (2.10b)

2.5 Resfriador evaporativo indireto (IEC)

O último componente dos sistemas de compressão apresentados é o resfriador evapo-

rativo indireto. A modelagem utilizada para este componente trata o IEC como uma

corrente que passa primeiramente pelo resfriador evaporativo e depois pelo trocador de

calor sensível. O primeiro estágio é modelado como um resfriador evaporativo direto

com uma única corrente, o qual é formulado como:

ı2d = ı2d ′ , (2.11a)

εEC = T2d −T2d ′

T2d −T2d ,sat, (2.11b)


isto é válido para os modelos apresentados nas figuras 2.1 e 2.2. Embora um modelo

comum seja válido para o primeiro estágio, um equacionamento diferente é necessário

para o segundo estágio, o qual é modelado como um trocador de calor sensível com efi-

ciência dada por εH X . Para o sistema dessecante inter-resfriamento (DIC), este estágio

é dado pelas seguintes equações:

CC (T3 −T4) = QI EC = CD ′ (T3d −T2d ′), (2.12a)

εH X = CC

Cmin

T3 −T4

T3 −T2d ′, (2.12b)

Y3 = Y4, Y3d = Y2d ′ , (2.12c)

onde Cmin = min(CC ,CD ′), e CD ′ é uma razão de capacidade térmica modificada devido

à umidade adicionada no cooler evaporativo:

CD ′ = cd2′ mD . (2.13)

Enquanto as equações (2.12) são válidas para o sistema dessecante de inter-resfriamento,

para o sistema dessecante de pré-resfriamento (DPC), o estágio de calor sensível é dado

por:

CC (T0 −T1) = QI EC = mD (ı3d − ı2d ′), (2.14a)

εH X = CC

Cmin

T0 −T1

T0 −T2d ′, (2.14b)

Y1 = Y0, Y3d = Y2d ′ , (2.14c)

onde Cmin = min(CC ,CD ′), e CD ′ é dado pela equação (2.13).

2.6 Outras relações

O ar atmosférico pode ser entendido como ar seco (21% O2, 78% N2, 00,3% CO2 e

0,97% de outros gases) mais vapor de água (H2O). Segundo a Lei de Dalton a pressão

do ar atmosférico (P) pode ser dividida em pressões parciais de ar seco (Par ) e vapor


de água (Pv ).

P = Pa +Pv (2.15)

Considerando o ar atmosférico como um gás ideal, podemos escrever as seguintes

relações:

PV = mRT (2.16)

PaV = maRT (2.17)

PvV = mv RT (2.18)

onde V é o volume do ar, T é a temperatura no ar, m sua massa e R é a constante de

Avogadro. Dividindo a massa total de ar em massa de vapor e massa de ar seco:

m = ma +mv (2.19)

2.6.1 Razão de umidade

A razão de umidade é a quantidade em massa de vapor de água que o ar atmosférico

possui e é relacionada como:

Y = mv

ma

[kg H2Okg ar

](2.20)

2.6.2 Umidade relativa

A umidade relativa é a relação entre a pressão de vapor do ar atmosférico e a pressão

de vapor saturado e varia de 0 a 1. A umidade relativa pode ser escrita pela relação

abaixo:

φ = mv

mv,max= PvV

RT

RT

Pv sV= Pv

Pv s(2.21)

mv,máx é igual a mv na linha de saturação à direita do ponto critico.


2.6.3 Relação entre razão de umidade e a umidade relativa

A razão de umidade pode ser relacionada com a umidade relativa:

Y = PvV /Rv T

PaV /RaT= Ra

Rv

Pv

Pa= Ra

Rv

Pv

P −Pv(2.22)

onde a relação(

RaRv

)é também conhecida como (rav ) e para o ar atmosférico vale:

rav = Ra

Rv= Mv

Ma≈ 0.622 (2.23)

substituindo em (2.9) e utilizando a relação (2.8) é obtida a umidade absoluta em fun-

ção da umidade relativa:

Y = ravφPv s(T )

P −φPv s(T )(2.24)

para (φ = 1) e substituindo em (2.11), tem-se a umidade absoluta máxima:

Ymax = rav Pv s

P −Pv s(2.25)

2.6.4 Massa específica do ar úmido

A massa específica do ar úmido é calculado conforme mostra a equação (2.26),

ρ = (1+Y )ρa (2.26)

2.6.5 Pressão de vapor saturado

A pressão de vapor saturado é função apenas da temperatura:

Pv s = Pv s (T ) (2.27)

um modo de calcular a pressão de vapor saturado sem a utilização de tabelas termo-

dinâmicas é visto em [56]. Esta relação é válida para temperaturas de água líquida


variando de 0◦C à 200◦C .

lnPv s = C1/T +C2 +C3T +C4T 2 +C5T 3 +C6lnT (2.28)

onde:

C1 = -5.800 220 6 1003

C2 = 1.391 499 3 1000

C3 = -4.864 023 9 10−02

C4 = 4.176 476 8 10−05

C5 = -1.445 209 3 10−08

C6 = 6.545 967 3 1000

A temperatura utilizada deve ser a absoluta, Kelvin (K), e a unidade da pressão de

vapor obtida será em Pascal (Pa). Para transformar a temperatura de Celsius para

Kelvin utiliza-se a relação:

K = ◦C+273.15 (2.29)

2.6.6 Entalpia

A entalpia do ar (I ) pode ser escrita como:

I = Iv + Ia (2.30)

em relação a entalpia especifica (ı):

m ı = mv ıv +ma ıa (2.31)

relacionando com a razão de umidade (2.20):

I = ma

[mv

maıv + ıa

]= ma [ıa +Y ıv ] (2.32)


para gás ideal:

ı(T ) = ı0 +∫ T

T0

cp dT (2.33)

(2.34)

pela consideração de gás ideal o cp é constante:

ı(T ) = ı0 + cp (T −T0) (2.35)

Na temperatura de referência (T0 = 0◦C ):

ıa ⇒ ı0a = 0 [kJ/kg] (2.36)

ıv ⇒ ı0a = 2500,9 [kJ/kg] (2.37)

a entalpia é função apenas da temperatura:

I = ma (ıa(T )+Y ıv (T )) (2.38)

a relação para entalpia pode ser escrita como:

I = ma[ı0a +Y ı0v +

(cpa +Y cpv

)(T −T0)

](2.39)

2.6.6.1 Entalpia do ar seco

Algumas das equações prévias envolvem valores de entalpia. Estes valores são escritos

como temperatura e umidade aplicando a seguinte correlação:

ı = ia,ref + cp,a (T −Tref) + Y(iv,ref + cp,v (T −Tref)

), (2.40)

onde ia,ref = 0 kJ/kg, iv,ref = 2500.9 kJ/kg, cp,a = 1.005 kJ/kgºC, cp,a = 1.82 kJ/kgºC, e

a temperatura de referência é Tref = 0ºC.


2.6.7 Entropia

A equação (2.41) mostra a variação de entropia para um gás ideal. Esta relação foi

utilizada para plotar os gráficos T-s que são apresentados na seção de resultados. Para

utilizar esta relação foi assumido que não há variação de umidade do ar entre os está-

gios de compressão.

s = sr e f + cp ln

(T

Tr e f

)− R ln

(p

pr e f

), (2.41)

onde sr e f = 1000 kJ/kg, Tr e f = 273.15 ºC, cp = 1.005 kJ/kgºC, e a pressão de referência

é igual a pr e f = 1 atm.

2.7 Solução

A metodologia utilizada para simular os sistemas de compressão fez uso do software

comercial Wolfram Mathematica [57, 58] para a implementação computacional das

equações que foram apresentadas neste capítulo. Foram utilizadas técnicas de compu-

tação simbólica para simplificar as equações. Esta técnica consiste de manipulações

algébricas onde substituições de variáveis são realizadas progressivamente de maneira

a reduzir o número de equações. Ao final, todas as equações mostradas foram reduzi-

das a um sistema de três equações e três incógnitas. Este sistema foi resolvido através

do método numérico de Newton Raphson, onde só é preciso um chute inicial para cada

parâmetro. Com isso, todos os pontos do ciclo podem ter sua temperatura, umidade e

entropia conhecidos e assim, é possível gerar os resultados desejados.

Um outro ponto que vale ressaltar, é o fato de que é possível acontecer condensação

da água ao longo do sistema. No entanto, para os casos em que isto ocorreu, foi

considerado o ar com a umidade saturada. Isso significa que a parcela de água que

condensou não foi considerada, o que pode ser interpretado fisicamente como um dreno

de líquido em alguns pontos da linha.

Capítulo 3

Resultados e discussão

Os resultados obtidos via simulação numérica serão mostrados em figuras com um

de conjunto de quatro gráficos com o objetivo de comparar a influência de alguns

parâmetros dos sistemas de compressão estudados.

3.1 Inter-resfriamento

3.1.1 Curvas T-s

3.1.1.1 Variação da temperatura de entrada

A figura 3.1 mostra um conjunto de quatro gráficos onde a temperatura de entrada do

ciclo de inter-resfriamento foi variada, enquanto os demais parâmetros permaneceram

constantes. O valor da temperatura na entrada do primeiro estágio de compressão

foi variado de 10ºC a 45ºC. Um ponto interessante que pode ser observado é o fato de

haver uma maior redução de temperatura e de entropia entre os estágios de compressão

para o caso com o inter-resfriamento (DAIC), quando comparado com o caso sem

este sistema (NIC). Isso significa que há uma redução do trabalho de compressão no

segundo estágio, o que pode ser melhor entendido observando a equação (2.3a). No

entanto, as curvas não apresentam grandes mudanças quanto a variação da temperatura

externa. Isto mostra, que este sistema não é muito sensível às variações de temperatura

ambiental.

24

3. Resultados e discussão 25

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °Crp = 12,Ten= 10°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85

NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

Fig. 3.1: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da temperatura de entrada.


3.1.1.2 Variação da umidade de entrada

Esta seção investiga a influência da variação da umidade do ar na entrada do primeiro

estágio de compressão, como exibido na figura 3.2. Como pode ser visto, novamente

houve um decréscimo do trabalho de compressão do segundo estágio. Porém, a umi-

dade do ar externo também não influencia de forma significativa o sistema de compres-

sores.

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85

NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 1, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85

NIC DAIC

Fig. 3.2: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da umidade de entrada.


3.1.1.3 Variação da razão de compressão

A figura 3.3 apresenta curvas que avaliam a influência da razão de compressão no

sistema (rp). Esta razão é o fator multiplicativo da pressão de entrada do sistema.

Ou seja, uma razão de compressão de 12 significa que o ar está deixando o sistema

de compressores com 12 atm de pressão, considerando a pressão de entrada como

atmosférica. Os gráficos da figura 3.3 mostram que a razão de compressão alteram as

curvas em relação aos eixos cartesianos. Isso significa que para um baixo rp é preciso

um pequeno trabalho de compressão, o que faz sentido fisicamente.

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

Fig. 3.3: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da razão de compressão.


3.1.1.4 Variação da eficiência do intercooler (εIC )

Esta seção mostra a influência do intercooler no sistema de inter-resfriamento. A fi-

gura 3.4 mostra que à medida que a eficiência do intercooler aumenta os trabalhos de

compressão tendem a se igualar. Isto é devido à importância que o intercooling tem no

sistema sem o inter-resfriamento. Para um caso de εIC igual a zero a linha (NIC) seria

uma reta vertical que maximiza o trabalho de compressão para este caso como pode

ser visto na figura 3.5.

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 1, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85

NIC DAIC

Fig. 3.4: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do intercooler εIC .


0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °C

rp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.0001, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85

NIC DAIC

Fig. 3.5: Curva T-s que mostra o efeito da eficiência do sistema desconsiderando ointercooler.


3.1.1.5 Variação da eficiência do intercooler (εIC ) para uma baixo (rp)

A figura 3.6 apresenta a mesma variação mostrada anteriormente, só que desta vez

foi utilizada uma razão de compressão igual a doze. Com uma razão de compressão

menor a temperatura do ar após a saída do primeiro estágio de compressão é mais

baixa. Sendo assim, a temperatura de regeneração da roda dessecante é menor. Como

o ar chega ao IEC com uma maior umidade, a temperatura atingida com o resfriamento

evaporativo é menor.

0.80 0.85 0.90 0.95 1.00 1.05 1.10 1.15 1.20s, kJ/(kg°C)

10

20

30

40

50

60


NIC DAIC

0.80 0.85 0.90 0.95 1.00 1.05 1.10 1.15 1.20s, kJ/(kg°C)

10

20

30

40

50

60


NIC DAIC

0.80 0.85 0.90 0.95 1.00 1.05 1.10 1.15 1.20s, kJ/(kg°C)

10

20

30

40

50

60


NIC DAIC

0.80 0.85 0.90 0.95 1.00 1.05 1.10 1.15 1.20s, kJ/(kg°C)

10

20

30

40

50

60

70T, °Crp = 2,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 1, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85

NIC DAIC

Fig. 3.6: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do intercooler εIC

para um baixo rp.


3.1.1.6 Variação da eficiência do resfriador evaporativo indireto (εEC )

Os gráficos da figura 3.7 mostram como a eficiência do resfriador evaporativo indi-

reto influi no sistema com inter-resfriamento. Pode ser observado que quanto maior a

eficiência do resfriador evaporativo menor se torna o trabalho de compressão. Isso é

esperado pois com o aumento da eficiência há uma redução da temperatura do ar entre

os dois compressores, gerando uma redução do trabalho de compressão.

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 1

NIC DAIC

Fig. 3.7: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do resfriador eva-porativo indireto (εEC ).


3.1.1.7 Variação da eficiência do trocador de calor sensível (εH X )

A figura 3.8 apresenta um comportamento muito similar as curvas da figura 3.7. A efi-

ciência destes componentes reflete diretamente na redução do trabalho de compressão

do segundo estágio.

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 1 ,ϵEC = 0.85

NIC DAIC

Fig. 3.8: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do trocador de calorsensível (εH X ).


3.1.1.8 Variação da eficiência do trocador de calor sensível (εHW )

Os gráficos apresentados pela figura 3.9 mostram como a eficiência do trocador de

calor sensível (εHW ) afeta o sistema de compressão. Como pode ser observado, o

comportamento das curvas é bem parecido com a maior parte das anteriores, mostrando

que esta eficiência não altera significativamente o sistema.

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 1, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85

NIC DAIC

Fig. 3.9: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da eficiência do trocador de calorsensível (εHW ).


3.1.1.9 Desconsiderando a roda dessecante

A figura 3.10 mostra que o sistema sem a roda dessecante tende a se aproximar da curva

(NIC). O gráfico com o εEC igual a zero tem as curvas sobrepostas, isto se deve ao fato

do sistema de inter-resfriamento ter se reduzido ao sistema de compressão simples.

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150


NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °C

rp = 12,Ten = 25°C, ϕen = 0.5, ϵHW = 0.8, ϵIC = 0.8, ϵHX = 0.8 ,ϵEC = 0.8

NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °Crp = 12,Ten = 25°C, ϕen = 0.5, ϵHW = 1, ϵIC = 1, ϵHX = 1 ,ϵEC = 0

NIC DAIC

0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1 1.2s, kJ/(kg°C)

50

100

150

200T, °Crp = 12,Ten = 25°C, ϕen = 0.5, ϵHW = 1, ϵIC = 1, ϵHX = 1 ,ϵEC = 1

NIC DAIC

Fig. 3.10: Curvas T-s que mostram o efeito do sistema sem a roda dessecante.


3.1.2 Curvas(rp − wc

wc,0

)variando a eficiência dos componentes do sistema

As curvas da figura 3.11 apresentam a redução do trabalho de compressão para o sis-

tema de compressão com inter-resfriamento dessecante. Em geral, pode-se notar uma

redução do trabalho de compressão em torno de 5%. É possível perceber uma altera-

ção significativa das curvas com relação à temperatura de entrada para as eficiências

de 85% e 100%. O trabalho de compressão adimensional reduz assintoticamente com

o aumento da razão de compressão.

2 4 6 8 10 122 rp

0.7

0.8

0.9

1.0

wc/wc,0

ϵHW = 0.5, ϵIC = 0.5, ϵHX = 0.5

DAIC, Ten = 15° NIC, Ten = 15°


2 4 6 8 10 122 rp

0.7

0.8

0.9

1.0

wc/wc,0

ϵHW = 0.7, ϵIC = 0.7, ϵHX = 0.7



2 4 6 8 10 122 rp

0.7

0.8

0.9

1.0

wc/wc,0

ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85



2 4 6 8 10 122 rp

0.7

0.8

0.9

1.0

wc/wc,0

ϵHW = 1, ϵIC = 1, ϵHX = 1



Fig. 3.11: Curvas(rp − wc

wc,0

)que mostram o efeito da variação das eficiências dos com-

ponentes.


3.2 Pré-resfriamento

3.2.1 Curva(rp − wc

wc,0

)variando a eficiência dos componentes do sistema

Os gráficos da figura 3.12 têm o objetivo de avaliar a redução do trabalho de compres-

são quando o sistema de pré-resfriamento dessecante é utilizado. É possível observar

uma queda do trabalho de compressão com eficiências dos componentes a partir de

85%. Há uma redução ainda mais efetiva quando o ar de entrada está mais quente e

seco. Isto se deve ao fato da capacidade que o ar tem nestas condições de reduzir sua

temperatura através de resfriamento evaporativo. O aumento da razão de compressão

influi de forma significativa na redução do trabalho adimensional dos compressores.

2 4 6 8 10 12rp

0.80

0.85

0.90

0.95

1.00

wc/wc,0

ϵHW = 0.5, ϵIC = 0.5, ϵHX = 0.5

NIC 15°C, 25% 15°C, 75%

35°C, 25% 35°C, 75%

2 4 6 8 10 12rp

0.80

0.85

0.90

0.95

1.00

wc/wc,0

ϵHW = 0.7, ϵIC = 0.7, ϵHX = 0.7

NIC 15°C, 25% 15°C, 75%

35°C, 25% 35°C, 75%

2 4 6 8 10 12rp

0.80

0.85

0.90

0.95

1.00

wc/wc,0

ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85

NIC 15°C, 25% 15°C, 75%

35°C, 25% 35°C, 75%

2 4 6 8 10 12rp

0.80

0.85

0.90

0.95

1.00

wc/wc,0

ϵHW = 1, ϵIC = 1, ϵHX = 1

NIC 15°C, 25% 15°C, 75%

35°C, 25% 35°C, 75%

Fig. 3.12: Curvas(rp − wc

wc,0

)que mostram o efeito da variação das eficiências dos com-

ponentes.


3.2.2 Curvas(rp − ρ

ρ0

)Esta seção mostra como o sistema de pré-resfriamento dessecante aumenta a massa

específica do ar que passa através dos compressores. O impacto da eficiência dos

componentes também foi avaliada. Os gráficos apresentados na figura 3.13 mostram

um ganho de massa específica de ar com o aumento da eficiência dos componentes.

Novamente é possível notar um melhor desempenho deste sistema para temperaturas

mais altas e baixa umidade do ar.

2 4 6 8 10 12rp

1.02

1.04

1.06

1.08

1.10ρ1/ρ0

ϵHW = 0.5, ϵIC = 0.5, ϵHX = 0.5

15°C, 25% 15°C, 75%

35°C, 25% 35°C, 75%

2 4 6 8 10 12rp

1.02

1.04

1.06

1.08

1.10ρ1/ρ0

ϵHW = 0.7, ϵIC = 0.7, ϵHX = 0.7

15°C, 25% 15°C, 75%

35°C, 25% 35°C, 75%

2 4 6 8 10 12rp

1.02

1.04

1.06

1.08

1.10ρ1/ρ0

ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85

15°C, 25% 15°C, 75%

35°C, 25% 35°C, 75%

2 4 6 8 10 12rp

1.02

1.04

1.06

1.08

1.10ρ1/ρ0

ϵHW = 1, ϵIC = 1, ϵHX = 1

15°C, 25% 15°C, 75%

35°C, 25% 35°C, 75%

Fig. 3.13: Curvas(rp − ρ

ρ0

)que mostram o efeito da variação da eficiência dos compo-

nentes.


3.3 Pré-dessecante

3.3.1 Curvas (rp −φ) variando a temperatura de entrada

Para os sistemas que utilizam somente a roda dessecante na entrada, foram geradas

curavas que avaliam a umidade do ar na saída dos compressores junto com a razão de

compressão. Como pode ser visto na figura 3.14, para os sistemas sem a roda desse-

cante (NIC), há condensação do ar. Já para o sistema com o pré-dessecante há uma

queda significativa na umidade do ar. Vale observar que para estas curvas a efetividade

dos componentes permaneceu constante.

2 4 6 8 10 12rp

10-5

10-4

0.001

0.010

0.100

1

ϕTen = 10°C, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85

NIC, ϕen = 25% NIC, ϕen = 75%

ϕ0 en = 25% ϕen = 75%

2 4 6 8 10 12rp

10-5

10-4

0.001

0.010

0.100

1

ϕTen = 20°C, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85


ϕ0 en = 25% ϕen = 75%

2 4 6 8 10 12rp

10-5

10-4

0.001

0.010

0.100

1

ϕTen = 30°C, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85


ϕ0 en = 25% ϕen = 75%

2 4 6 8 10 12rp

10-5

10-4

0.001

0.010

0.100

1

ϕTen = 40°C, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85


ϕ0 en = 25% ϕen = 75%

Fig. 3.14: Curvas (rp −φ) que mostram o efeito da variação da temperatura de entradado sistema.


3.3.2 Curvas (rp −φ) variando a eficiência dos componentes do sistema

A figura 3.15 avalia a influência da eficiência dos componentes do sistema. Como

esperado, quanto maior a eficiência mais seco fica o ar na saída dos compressores.

2 4 6 8 10 12rp

10-5

10-4

0.001

0.010

0.100

1

ϕTen = 25°C, ϵHW = 0.5, ϵIC = 0.5, ϵHX = 0.5


ϕ0 en = 25% ϕen = 75%

2 4 6 8 10 12rp

10-5

10-4

0.001

0.010

0.100

1

ϕTen = 25°C, ϵHW = 0.7, ϵIC = 0.7, ϵHX = 0.7


ϕ0 en = 25% ϕen = 75%

2 4 6 8 10 12rp

10-5

10-4

0.001

0.010

0.100

1

ϕTen = 25°C, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85


ϕ0 en = 25% ϕen = 75%

2 4 6 8 10 12rp

10-5

10-4

0.001

0.010

0.100

1

ϕTen = 25°C, ϵHW = 1, ϵIC = 1, ϵHX = 1


ϕ0 en = 25% ϕen = 75%

Fig. 3.15: Curvas (rp −φ) que mostram o efeito da variação da eficiência dos compo-nentes.

Capítulo 4

Conclusões

Este trabalho apresentou três propostas de sistemas de compressão com dessecantes

acoplados. O primeiro sistema mostrado foi o de inter-resfriamento. Curvas T-s foram

geradas para este sistema e mostraram uma redução global do trabalho de compressão

para o segundo compressor. Isto pode representar um ganho energético considerável,

dependendo do tamanha dos equipamentos. O trabalho avaliou a influência de alguns

parâmetros com o intuito de avaliar a importância de cada um deles no sistema. No

entanto, a eficiência do intercooler εIC mostrou ter um maior impacto. Isto reflete

a importância do intercooling para o sistema. Um segundo tipo de curva foi gerada

para o sistema de inter-resfriamento. Estas curvas mostraram uma redução de trabalho

específico da ordem de 5% para o sistema proposto quando comparado com o sistema

tradicional.

O segundo sistema estudado foi o de pré-resfriamento, que consiste de resfriar a

corrente de ar antes da entrada do primeiro compressor. Esta configuração também

apresentou uma redução do trabalho específico de compressão. As curvas mostram

que o sistema tem melhor desempenho quando o ar de entrada está mais quente e

com baixa umidade. A variação de massa específica também foi avaliada para este

sistema de compressão. Os resultados mostraram um aumento de massa específica de

ar quando o pré-resfriamento é utilizado.

O último esquema estudado foi o pré-dessecante. Este sistema utiliza uma roda

40

4. Conclusões 41

dessecante para desumidificar o ar que entra no primeiro estágio de compressão. Os

resultados mostraram uma queda acentuada da umidade do ar quando este sistema é

utilizado. A condensação da água foi evitada em todos os casos estudados, inclusive

para equipamentos com baixa eficiência. Isso mostra que o objetivo para este sistema

foi atingido.

4.1 Sugestões para trabalhos futuros

Tendo em vista o que foi desenvolvido neste trabalho uma sugestão para trabalho futuro

seria expandir o estudo para um ciclo de Brayton completo. Este trabalho teria o

objetivo de avaliar os benefícios em uma turbina real quanto as técnicas apresentadas

aqui são utilizadas.

Uma outra sugestão seria propor novas configurações e avaliar os benefícios quando

comparadas com as configurações apresentadas neste trabalho.

Capítulo 5

BIBLIOGRAFIA

[1] C. E. L. Nóbrega e N. C. L. Brum. A comparative study of heat and enthalpy reco-

very wheels. In Proccedings of the 20th International Conference on Efficiency,

Costs, Optimization of Energy Systems (ECOS), Pádova, 2007.

[2] C. E. L. Nóbrega e N. C. L. Brum. Modeling and simulation of heat and enthalpy

recovery wheels. Energy, 34(12):2063–2068, 2009.

[3] C. E. L. Nóbrega e L. A. Sphaier. Performance of desiccant cooling cycles under

specific atmospheric conditions. In Proceedings of the 24th International Confe-

rence on Efficiency, Cost, Optimization, Simulation and Environmental Impact of

Energy Systems (ECOS2011), Novi Sad, Serbia, July 2011.

[4] L. M. da Silva e L. A. Sphaier. Analysis of heat and mass transfer regenera-

tor effectiveness on the performance o a ventilation desiccant cooling cycle for

hot and humid climates. In Proceedings of the 12th Brazilian Congress of Ther-

mal Sciences and Engineering (ENCIT), Belo Horizonte, MG, Brazil, December

2008.

[5] L. A. Sphaier e W. M. Worek. Analysis of heat and mass transfer in porous

sorbents used in rotary regenerators. International Journal of Heat and Mass

Transfer, 47(14-16):3415–3430, 2004.

42

5. BIBLIOGRAFIA 43

[6] L. A. Sphaier e W. M. Worek. Parametric analysis of heat and mass transfer re-

generators using a generalized effectiveness-NTU method. International Journal

of Heat and Mass Transfer, 52(9–10):2265–2272, 2009.

[7] C. E. L. Nóbrega e N. C. L. Brum. Influence of isotherm shape over desiccant

cooling cycle performance. Heat Transfer Engineering, 30(4):302–308, 2009.

[8] L. A. Sphaier e C. E. L. Nóbrega. Desiccant cooling cycle tuning for varia-

ble environmental conditions. Heat Transfer Engineering, 35(11-12):1035–1042,

2014.

[9] F. C. McQuiston, J. D. Parker, e J. D. Spitler. Heating, ventilating, and air con-

ditioning. John Wiley & Sons, 6th edition, 2004.

[10] R. R. Smith, C. C. Hwang, e R. S. Dougall. Modeling of a solar-assisted desiccant

air conditioner for a residential building. Energy, 19(6):679–691, 1994.

[11] K.A. Joudi e N.S. Dhaidan. Application of solar assisted heating and desiccant

cooling systems for a domestic building. Energy conversion and management,

42(8):995–1022, 2001.

[12] T.S. Kang e I.L. Maclaine-Cross. High performance, solid desiccant, open coo-

ling cycles. Journal of solar energy engineering, 111:176, 1989.

[13] J. C. Sheridan e J. W. Mitchell. A hybrid solar desiccant cooling system. Solar

energy, 34(2):187–193, 1985.

[14] T. S. Ge, Y. J. Dai, R. Z. Wang, e Y. Li. Experimental investigation on a one-rotor

two-stage rotary desiccant cooling system. Energy, 33(12):1807–1815, 2008.

[15] T. S. Ge, Y. Li, Y. J. Dai, e R. Z. Wang. Performance investigation on a novel

two-stage solar driven rotary desiccant cooling system using composite desiccant

materials. Solar Energy, 84(2):157–159, 2010.

[16] G. Grossman. Solar-powered systems for cooling, dehumidification and air-

conditioning. Solar Energy, 72(1):53–62, 2002.

5. BIBLIOGRAFIA 44

[17] N. Enteria, H. Yoshino, A. Satake, A. Mochida, R. Takaki, R. Yoshie, e S. Baba.

Development and construction of the novel solar thermal desiccant cooling sys-

tem incorporating hot water production. Applied Energy, 87(2):478–486, 2010.

[18] S. P. Halliday, C. B. Beggs, e P. A. Sleigh. The use of solar desiccant cooling

in the UK: a feasibility study. Applied Thermal Engineering, 22(12):1327–1338,

2002.

[19] H. M. Henning. Solar assisted air conditioning of buildings-an overview. Applied

Thermal Engineering, 27(10):1734–1749, 2007.

[20] T. Vitte, J. Brau, N. Chatagnon, e M. Woloszyn. Proposal for a new hybrid control

strategy of a solar desiccant evaporative cooling air handling unit. Energy and

Buildings, 40(5):896–905, 2008.

[21] Ashley De Sa Sarim Al Zubaidy. Gas turbine performance at varying ambient

temperature.

[22] S. Jain, P. L. Dhar, e S. C. Kaushik. Evaluation of solid-desiccant-based evapo-

rative cooling cycle for typical hot and humid climates. International Journal of

Refrigeration, 18(5):287–296, 1995.

[23] P. Bourdoukan, E. Wurtz, e P. Joubert. Comparison between the conventional and

recirculation modes in desiccant cooling cycles and deriving critical efficiencies

of components. Energy, 35(2):1057–1067, 2010. ISSN 0360-5442.

[24] J. L. Niu e L. Z. Zhang. Effects of wall thickness on the heat and moisture

transfers in desiccant wheels for air dehumidification and enthalpy recovery. In-

ternational Communications in Heat and Mass Transfer, 29(2):255–268, 2002.

[25] D. Charoensupaya e W. M. Worek. Effect of adsorbent heat and mass transfer

resistances on performance of an open-cycle adiabatic desiccant cooling system.

Heat Recovery Systems & CHP, 8(6):537–548, 1988.

5. BIBLIOGRAFIA 45

[26] J. J. Jurinak, J. W. Mitchell, e W. A. Beckman. Open-cycle desiccant air-

conditioning as an alternative to vapor compression cooling in residential ap-

plications. Journal of Solar Energy Engineering (ASME), 106:252–260, 1984.

[27] L. Z. Zhang e J. L. Niu. A pre-cooling munters environmental control desiccant

cooling cycle in combination with chilled-ceiling panels. Energy, 28(3):275–292,

2003.

[28] J. R. Camargo, C. D. Ebinuma, e J. L. Silveira. Thermoeconomic analysis of an

evaporative desiccant air conditioning system. Applied Thermal Engineering, 23

(12):1537–1549, 2003. ISSN 1359-4311.

[29] G. Panaras, E. Mathioulakis, e V. Belessiotis. Achievable working range for solid

all-desiccant air-conditioning systems under specific space comfort requirements.

Energy and buildings, 39(9):1055–1060, 2007.

[30] M. Kanoglu, A. Bolattürk, e N. Altuntop. Effect of ambient conditions on the first

and second law performance of an open desiccant cooling process. Renewable

energy, 32(6):931–946, 2007. ISSN 0960-1481.

[31] T.S. Ge, Y. Lia, R.Z. Wang, e Y.J. Dai. A review of the mathematical models for

predicting rotary desiccant wheel. Renewable and Sustainable Energy Reviews,

12(6):1485–1528, 2008.

[32] G. Panaras, E. Mathioulakis, e V. Belessiotis. Solid desiccant air-conditioning

systems-design parameters. Energy, 36(5):2399–2406, 2011.

[33] L. A. Sphaier. Integral transform solution for heat transfer in parallel-plates

micro-channels: Combined electroosmotic and pressure driven flows with

isothermal walls. International Communications in Heat and Mass Transfer, 39

(6):769–775, 2012.

[34] F. O. Quintanilha C. E. L. Nóbrega, L. A. Sphaier. Analisys of desiccant ven-

tilation and recirculation cycles under different environmental conditions. 14th

Brazilian Congress of Thermal Sciences and Engineering, 2012.

5. BIBLIOGRAFIA 46

[35] ASHRAE. ASHRAE Handbook - HVAC System and equipment (SI). ASHRAE,

2008.

[36] W. Zhang, O. Lingen, e S. Fengrui. Power and efficiency aptimization for com-

bined brayton and inverse brayton cycles. Applied Thermal Engineering, 2009.

[37] A. Lazzareto e G. Manete. Analysis of superimposed elementary thermodyna-

mic ctcles: from the brayton-joule to advanced mixed (auto-combined) cycles.

International Journal of Thermodynamics, 2009.

[38] F. Basrawi, T. Yomada, K. Nakanishi, e S. Naing. Effect of ambient temperature

on the performance of micro gas turbine with cogeneration system in cold region.

Applied Thermal Engineering, 2011.

[39] H. H. Erden e S. H. Sevelgen. Case study: effect of ambient temperature on

the eleelectric production and fuel consumption of a simple cycle gas turbine in

turkey. Applied Thermal Engineering, 2006.

[40] Al lbrahim A. M. e Varnham A. A review of inlet air-cooling technologies for

enhancing the performance of combustion turbines in saudi arabia. Applied Ther-

mal Engineering, 2010.

[41] Adel EM Nasser e Mohamed A El-Kalay. A heat-recovery cooling system to

conserve energy in gas-turbine power stations in the arabian gulf. Applied Energy,

1991.

[42] Ana Paula P. Santos, Claudia R. Andrade, e Edson L. Zaparoli. Comparison of

different gas turbine inlet air cooling methods. International Journal of Mecha-

nical and Aerospace Engineering, 2012.

[43] A. A. Amell e F. J. Cadavid. Influence of the relative humidity on the air cooling

thermal load in gas turbine power plant. Applied Thermal Engineering, 2002.

[44] Ashley De Sa e Sarim Al Zubaidy. Gas turbine performance at varying ambient

temperature. Applied Thermal Engineering, 31(14):2735–2739, 2011.

5. BIBLIOGRAFIA 47

[45] K Ibrahim Thamir e N Abdalla Ahmed. Improvement of gas turbine performance

based on inlet air cooling systems: A technical review. International Journal of

Physical Sciences, 2011.

[46] MM Alhazmy e YSH Najjar. Augmentation of gas turbine performance using air

coolers. Applied Thermal Engineering, 2004.

[47] M Farzaneh-Gord e M. Deymi-Dashtebayaz. Effect of various inlet air cooling

methods on gas turbine performance. Energy, 2011.

[48] T. Korakianitis e D.G. Wilson. Models for predicting the performance of brayton-

cycles engines. Engineering for Gas Turbine and Power, 1992.

[49] P. J. Banks. Prediction of heat and mass regenerator performance using nonlinear

analogy method: Part I – Basis. Journal of Heat Transfer (ASME), 107:222–229,

1985.

[50] P. J. Banks. Prediction of heat and mass regenerator performance using nonlinear

analogy method: Part II – Comparison of methods. Journal of Heat Transfer

(ASME), 107:230–238, 1985.

[51] E. Van den Bulck, J. W. Mitchell, e S. A. Klein. Design theory for rotary heat

and mass exchangers – I: Wave analysis of rotary heat and mass exchangers with

infinite transfer coefficients. International Journal of Heat and Mass Transfer,

28(8):1575–1586, 1985.

[52] G. Panaras, E. Mathioulakis, V. Belessiotis, e N. Kyriakis. Experimental valida-

tion of a simplified approach for a desiccant wheel model. Energy and Buildings,

42(10):1719–1725, 2010.

[53] L. A. Sphaier e C. E. L. Nóbrega. Parametric analysis of components effective-

ness on desiccant cooling system performance. Energy, 38(1):157–166, 2012.

[54] C. E. L. Nóbrega e L. A. Sphaier. Modeling and simulation of a Desiccant-

Brayton cascade refrigeration cycle. Energy and Buildings, 55:575–584, 2012.

5. BIBLIOGRAFIA 48

[55] C. E. L. Nóbrega e L. A. Sphaier. Desiccant-assisted humidity control for air

refrigeration cycles. International Journal of Refrigeration, 36(4):1183–1190,

2013.

[56] ASHRAE. ASHRAE Handbook Fundamentals. American Society of Heating,

Refrigerating and Air-conditioning Engineers, Atlanta, GA, 2005.

[57] S. Wolfram. The Mathematica Book. Wolfram Media/Cambridge University

Press, New York/Champaign, IL, 5th edition, 2003.

[58] Leandro A. Sphaier. Introdução ao Mathematica. E-papers Serviços Editoriais,

Rio de Janeiro, RJ, Brazil, 2001.

pgmec · jetivo destes sistemas é de reduzir o trabalho de compressão através de redução de...

Documents