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UNIVERSIDADE FEDERAL DE SANTA CATARINA CURSO DE GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA

EDUARDO GOMES

DESENVOLVIMENTO E MONTAGEM DE BANCADA PARA ENSAIO DE

EXAUSTORES DE PEQUENO PORTE

Trabalho apresentado ao Curso de Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina como parte dos requisitos para a obtenção do título de Engenheiro Mecânico.

Orientador: Prof. Vicente de Paulo Nicolau

FLORIANÓPOLIS

2013

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UNIVERSIDADE FEDERAL DE SANTA CATARINA CURSO DE GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA

EDUARDO GOMES

DESENVOLVIMENTO E MONTAGEM DE BANCADA PARA ENSAIO DE EXAUSTORES DE PEQUENO PORTE

Este Trabalho de Graduação foi julgado adequado para a obtenção do título de

Engenheiro Mecânico e aprovado em sua forma final pela Comissão examinadora e pelo Curso de Graduação em Engenharia Mecânica da Universidade Federal de Santa Catarina.

Prof. Lauro César Nicolazzi Prof. Dylton do Vale Pereira Filho

Coordenador do Curso Professor da disciplina

Comissão Examinadora: ____________________________________

Prof. Vicente de Paulo Nicolau – Orientador ____________________________________ Eng. Edevaldo Brandílio Reinaldo ____________________________________ Prof. Dylton do Vale Pereira Filho

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Resumo

Após introduzir conceitos básicos da mecânica dos fluidos como conservação da massa (variação da massa no tempo que é igual ao fluxo líquido nas superfícies de controle), a conservação da energia (que descreve o comportamento do fluido ao longo de uma linha de corrente) e as leis dos ventiladores (para transportar características de diferentes condições de operação), pretende-se obter informações de desempenho de três exaustores fornecidos por uma determinada empresa.

São detalhados os componentes da bancada de testes e obtidas as planilhas de dados para avaliação dos exaustores. As curvas de desempenho são resultados de testes em laboratório, que devem seguir uma norma adequada, onde são representadas algumas variáveis, tais como pressão e vazão de ar.

Apresentam-se alternativas de configurações para melhorar a eficiência e reduzir os efeitos do sistema, a presença desses faz com que o ventilador tenha características de perda de vazão e pressão que são diferentes daquele ensaiado. Condições de laboratório tendem a criar correntes de ar uniformes, informações de desempenho obtidas sob condições ideais provavelmente não irão se repetir em outros ambientes. Essa diferença justifica a consideração dos efeitos de sistema.

Também são observadas características construtivas dos ventiladores, e sugestões de melhorias são feitas para aprimorar o desempenho desses exaustores. É demonstrada a espiral de Arquimedes como alternativa de projeto da carcaça dos ventiladores centrífugos e são feitas considerações a respeito das pás de ventiladores comparando os exaustores ensaiados com a bibliografia.

Abstract

After introducing basic concepts from fluid mechanics such mass conservation (temporal variation of mass equals liquid flow through the surface control), energy conservation (which describes the fluid behavior along a streamline) and fans' laws (useful to calculate different operation conditions) it's intended to obtain performance data from three exhausters from a certain manufacturer.

Components from the testing facility are detailed and data charts are obtained in order to evaluate the exhausters. The performance curves are result of tests performed in laboratory, which should be run in accordance with a test code, where are plotted some variables such as pressure and airflow.

It's presented alternative configurations to improve fan system efficiency and reduce system effects, the presence of these cause the fans to display flow and pressure drop characteristics that are different from the test data. Lab conditions tend to create uniform airflows, performance data that is gathered under ideal conditions will probably not be repeated in another environment. This difference justifies the inclusion of the system effect.

Constructive characteristics of the fans are also observed, and suggestions for improvements are made to upgrade the performance of these exhausters. It's shown the Archimedes spiral as an alternative for designing the centrifugal fan's volute and discussions about fan blades are made comparing the experimented exhausters with the literature.

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LISTA DE FIGURAS

Figura 1 – Tomadas de pressão estática, estagnação e dinâmica. (Nicolau e Güths, 2001). ...... 8 Figura 2 – Perfis de velocidade na descarga de um ventilador centrífugo. (Greenheck, 1999). ..................................................................................................................... 9 Figura 3 – Curva de resistência do sistema (Otam, 1997). ........................................................ 10 Figura 4 – Ponto de operação: intersecção da curva do sistema com a curva característica do ventilador (Otam, 1997). ............................................................................................................ 11 Figura 5 – Instabilidade do sistema (Otam, 1997). .................................................................... 11 Figura 6 – Curvas características de ventiladores de propulsão e vane-axiais (Otam, 1997). ... 12 Figura 7 – Curvas características de ventiladores centrífugos: pás voltadas para frente e para trás. (Aaon, 2007). .............................................................................................................................. 13 Figura 8 – Aspiração não-uniforme devido à curva à montante do ventilador (Otam, 1995). ............................................................................................................................. 17 Figura 9 – Formação da vena contracta. (Wikipedia). ............................................................... 17 Figura 10 – Perfil do escoamento entrando num duto, sem venturi e com venturi. (Bleier, 1998). ............................................................................................................................ 18 Figura 11 – Curva contrária e a favor do sentido do escoamento. (Benson, 1998). ................... 19 Figura 12 – Configuração em série reduz a pressão média do duto (Benson, 1998). ................ 21 Figura 13 – Instabilidade de operação de curvas de desempenho combinadas. (Benson, 1998). ........................................................................................................................... 22 Figura 14 – Projeto de carcaça com a espiral de Arquimedes. (Costa, 1978). ........................... 23 Figura 15 – Bancada para ensaio dos exaustores. ....................................................................... 25 Figura 16 – Exaustores ensaiados, denominados 1, 2 e 3. .......................................................... 25 Figura 17 – Bancada para ensaio. ............................................................................................... 26 Figura 18 – Exaustor 1 – Ensaio com a configuração de sucção. ............................................... 27 Figura 19 – Exaustor 1 – Ensaios sobrepostos. ........................................................................... 28 Figura 20 – Exaustor 2 – Ensaio com a configuração de sucção. ............................................... 29 Figura 21 – Exaustor 2 – Ensaios sobrepostos. ........................................................................... 29 Figura 22 – Exaustor 3 – Ensaio com a configuração de sucção. ............................................... 30 Figura 23 – Exaustor 3 – Ensaios sobrepostos. ........................................................................... 31 Figura 24 – Curvas de depressão e de pressão positiva x vazão para o exaustor 1, e respectivas curvas de ajuste. .......................................................................................................................... 32 Figura 25 – Curvas de depressão e de pressão positiva x vazão para o exaustor 2, com as suas curvas de ajuste. .......................................................................................................................... 33 Figura 26 – Curvas de depressão e de pressão positiva x vazão para o exaustor 3, e as curvas de ajuste. .......................................................................................................................................... 33 Figura 27 – Nova carcaça, com base no rotor do exaustor ensaiado. ......................................... 35 Figura 28 – Sobreposição do ventilador de projeto e exaustor ensaiado. ................................... 36 Figura 29 – Exaustor 3 – Curvatura das pás constante ao longo do raio. ................................... 37

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Sumário 1- Introdução ........................................................................................................................... 6

1.1 Considerações iniciais ................................................................................................ 6 1.2 Objetivos .................................................................................................................... 6

2- Fundamentação Teórica ...................................................................................................... 7

2.1- A Conservação da Massa ........................................................................................... 7 2.2- A Conservação da Energia ......................................................................................... 7 2.3- Perfil de Velocidade ................................................................................................... 9 2.4- Curvas de Desempenho, Resistência do Sistema e Instabilidade .............................. 9 2.5- Ventiladores Axiais e Centrífugos ............................................................................ 11

3- Análise Dimensional ......................................................................................................... 13 4- Efeitos do Sistema ............................................................................................................. 15

4.1- Condições de Descarga ............................................................................................ 15 4.2- Condições de Aspiração .......................................................................................... 16

5- Configurações para Melhorar a Eficiência ........................................................................ 18

5.1- Arranjos de Ventiladores ......................................................................................... 20 6- Recomendações Gerais ..................................................................................................... 22

6.1- Voluta de Ventiladores Centrífugos ........................................................................ 22 6.2- Generalidades Sobre Pás ......................................................................................... 23

7- Ensaio dos Exaustores ....................................................................................................... 24

7.1- A Bancada de Medições ........................................................................................... 24 7.2- Apresentação dos Resultados ................................................................................... 26 7.2.1- Resultados do Exaustor 1 ................................................................................ 26 7.2.2- Resultados do Exaustor 2 ................................................................................ 28 7.2.3- Resultados dos Ensaios do Exaustor 3 ............................................................ 30 7.3- Ensaios com Pressão Positiva ................................................................................... 31 7.4- Análise dos Resultados ............................................................................................. 34

8- Recomendações para Projeto ............................................................................................ 34

8.1- Recomendações para o Projeto da Voluta .............................................................. 34 8.2- Recomendações para o Projeto das Pás ................................................................... 37

9- Conclusões ......................................................................................................................... 38 Referências ............................................................................................................................. 39 Apêndice ................................................................................................................................. 40

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1- Introdução

1.1- Considerações Iniciais

Os ventiladores possuem tamanhos variados, podem mover menos de um metro cúbico de

ar por hora, como aquele destinado a refrigerar um equipamento eletrônico, ou ainda mover milhares de metros cúbicos por minuto, como para a ventilação de uma mina. O desempenho dos ventiladores é um item de grande preocupação para seus fabricantes.

Neste trabalho foram levantadas as curvas de desempenho de três exaustores de pequeno porte, de uma empresa do setor. Estes aparelhos têm por finalidade a renovação de ar de ambientes fechados, assim como a eliminação de odores indesejados. A vazão dos exaustores varia em função da pressão e seu ponto de operação será a intersecção de sua curva de desempenho com a curva do sistema, sendo essa a representação da soma de todas as perdas do sistema.

A norma utilizada é a norma ANSI/AMCA 210-99, que estabelece um método padrão para testes de ventiladores em laboratório, para assim determinar o seu desempenho aerodinâmico, e se fazer uma avaliação em termos de pressão e vazão de ar. Ela ainda pode ser utilizada como base para testes de exaustores, compressores e outros aparelhos similares.

A medição da vazão dos exaustores não é simples, já que eles produzem um aumento de pressão significativamente menor, quando comparados com uma bomba centrífuga, além de succionarem o ar de múltiplas direções em sua grade de entrada. Desta forma se faz necessário a construção de uma bancada para este fim. Essa consiste em um conjunto que reproduz o fluxo de ar nas mesmas condições normais de sucção do exaustor. O conjunto ainda torna possível medir a pressão de entrada e a vazão. Nos ensaios foi medida a depressão produzida na entrada do exaustor, bem como a capacidade de vazão correspondente.

A bancada para as medições contou com diversas tomadas de pressão, dois a três micromanômetros, um ventilador auxiliar para obtenção e medição dos diversos pontos da curva de desempenho e uma caixa de estabilização. Uma planilha de cálculo foi elaborada para avaliação dos resultados e montagem das curvas respectivas.

Neste texto, além de mostrar os resultados dos ensaios por meio das curvas de desempenho e detalhar os elementos da bancada de testes, pretende-se discorrer a respeito dos diferentes tipos de ventiladores, observar suas vantagens e desvantagens construtivas, quais as principais fontes de perdas e o que é feito para atenuá-las. Após a apresentação do embasamento teórico necessário, se fará uma avaliação dos exaustores fornecidos pela empresa, bem como uma avaliação dos detalhes construtivos desses comparados com os similares da bibliografia. 1.2- Objetivos

Os objetivos deste trabalho são a montagem de uma bancada para o levantamento de

curvas de desempenho de exaustores de pequeno porte, a elaboração de planilhas de cálculo, bem como o ensaio de três modelos de exaustores, atendendo a uma demanda de uma empresa do setor. Ao final do processo o conjunto da bancada será repassado à empresa, treinando-se o seu pessoal técnico para a execução dos ensaios e respectivos cálculos.

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2- Fundamentação Teórica

2.1- A Conservação da Massa

Para se calcular a vazão de um sistema de ventilação é necessário introduzir duas equações básicas da mecânica dos fluidos: a conservação da massa e a conservação de energia.

A equação da conservação da massa, Equação (1), estabelece que, em um volume de controle, a transferência total de massa, para dentro ou fora dele, é igual à variação interna da massa num intervalo de tempo dt, ou seja:

��� � ����� � ���� � � ; (1)

sendo dν um volume elementar, � a massa específica, V a velocidade do fluxo nas fronteiras e A, a área respectiva. Onde o primeiro termo representa a variação total da quantidade de massa dentro do volume de controle, e o segundo termo a diferença entre a massa que entra e aquela que sai do volume de controle. Quando o sistema de ventilação está estabilizado, ou seja, em regime permanente, não ocorrem variações da quantidade de massa no interior do volume de controle, o fluxo líquido de massa em suas fronteiras é nulo, resultando na equação (2):

� ����� � � (2)

Para o caso de um volume de controle com apenas uma entrada e uma saída e assumindo a hipótese de escoamento uniforme, velocidade constante em toda área da seção, e escoamento incompressível, onde � também é uma constante, a equação (2) pode ser expressa pela equação (3), na entrada ou na saída:

� � �� � ��������� ; (3)

sendo a massa específica constante, pode-se trabalhar com o volume de fluido que escoa através da seção transversal por unidade de tempo, ou vazão volumétrica, conforme a equação (4):

� � � � ��������� (4)

Assim a vazão Q pode ser considerada constante ao longo do sistema em questão. Outra importante ferramenta para análise de escoamento dos fluidos é a equação de Bernoulli, que envolve o princípio da conservação de energia ao longo de uma linha de corrente.

2.2- A Conservação da Energia

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O procedimento para se calcular a vazão envolve a medição da pressão de estagnação. Essa pressão é obtida quando um fluido é desacelerado até parar, por meio de um processo sem atrito, pode ser obtida através de um tubo de Pitot.

O tubo de Pitot se trata de uma sonda com uma tomada de pressão no ponto de estagnação. É um dispositivo simples, acessível e bastante confiável. Apesar de não atrapalhar o escoamento é importante que seja alinhado corretamente, pois o seu mau alinhamento pode gerar erros significativos.

A diferença entre a pressão de estagnação e a pressão estática resulta na pressão dinâmica. Por meio dessa se pode calcular a velocidade do fluido. A pressão estática é aquela que seria obtida caso um instrumento se movesse junto com o escoamento. Quando o escoamento é uniforme, não há variação da pressão numa direção normal às linhas de corrente, sendo possível medi-la através de um orifício na parede da tubulação. As diferentes tomadas de pressão são observadas na Figura 1.

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Figura 1 – Tomadas de pressão estática, estagnação e dinâmica (Nicolau e Güths, 2001). A velocidade do fluido é obtida pela equação da lei de conservação de energia. A lei da

conservação da energia para escoamentos permanentes, incompressíveis, adiabáticos e sem atrito é dada pela equação de Bernoulli, equação (5) (Schneider, 2007):

�� ��

� �� � ��������� (5)

A equação de Bernoulli afirma que a soma das energias de pressão (trabalho de escoamento), cinética e potencial de uma partícula de fluido ao longo de uma linha de corrente é constante.

Em uma tubulação reta horizontal se pode eliminar o termo de energia potencial da equação (5), resultando na equação (6):

!� �!�

� �" �� ���� (6)

��

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Devido às condições de estagnação, o fluido é desacelerado até V2= 0. O termo p2= p0

refere-se à pressão total, ou estagnação, p1= p é a pressão estática. Reescrevendo para V=V1, obtém-se a equação (7) (Çengel e Cimbala, 2007; Fox e McDonald, 1995):

� "#�$ %& '� (7)

2.3- Perfil de Velocidade

Na bancada de testes foi utilizado um ventilador auxiliar centrífugo, para promover suficiente aumento de pressão, no entanto o perfil de velocidades na saída deste ventilador não é exatamente uniforme.

O fluxo de ar de saída é descarregado com um componente de velocidade radial. Desse modo, o perfil de velocidade de descarga não é uniforme, possuindo um pico na parte externa da seção do tubo (Figura 2). Assim, quando um ventilador é ensaiado, deve-se prever um trecho reto de tubulação de área constante, como forma de obter um perfil de velocidade desenvolvido. Como resultado, após este espaço inicial, o escoamento vai se redistribuir e o componente de velocidade angular será dissipado (STAMPER, 1979). �

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Figura 2 – Perfis de velocidade na descarga de um ventilador centrífugo (adaptado de Greenheck, 1999).

Como as velocidades na seção da tubulação serão muito baixas para a medição com um

tubo de Pitot, optou-se pela montagem de um bocal, como forma de aumentar as velocidades. O tubo de Pitot é colocado na saída do bocal, onde o escoamento passa de desenvolvido na tubulação para uniforme na saída do bocal. Embora uniforme na maior parte da seção, o escoamento ainda sofre influência da parede do bocal e uma correção se torna necessária.

2.4- Curvas de Desempenho, Resistência do Sistema e Instabilidade.

Como cada tipo de ventilador possui tamanho e características diferentes, suas curvas de desempenho serão diferentes entre si, devendo ser disponibilizadas pelos seus fabricantes.

Uma curva de desempenho de um ventilador é uma representação gráfica de seu comportamento em termos de vazão, face à imposição de uma resistência por parte do consumidor. Este pode ser uma tubulação simples ou um sistema com tubulação e vários

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componentes. Esta curva normalmente cobre todo o intervalo desde a descarga livre, sem obstruções ao fluxo, até a vazão zero, um sistema totalmente vedado, sem nenhum fluxo de ar.

Geralmente estas curvas são determinadas por ensaios em laboratório, conduzidos de acordo com uma norma apropriada. É importante observar que as condições de fluxo da montagem do ensaio requerido pelas normas são praticamente ideais. Por este motivo, as curvas de desempenho, pressão estática e potência absorvida versus o fluxo de ar, são as obtidas para condições idealizadas, que raramente existem na prática.

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

Para sistemas fixos, a resistência do sistema varia praticamente de acordo com o quadrado da vazão de ar. Desta forma a curva de resistência para qualquer sistema é representada por uma parábola. Tomando como exemplo o ponto na figura 3, de vazão 1000 m³/h e resistência total 100 Pa. Ao duplicar a vazão Q, a resistência aumentará para 400 Pa, conforme mostrado na Equação (8).

Figura 3 – Curva de resistência do sistema (adaptado de Otam, 1997).

Esta curva modifica-se, no entanto, na medida em que os filtros se sobrecarregam de

sujeira, em que as serpentinas começam a condensar umidade, ou quando os dampers de saída têm sua posição alterada.

�(��() � *+�+),

� � *�---)---,� � .

) (8)

O ponto de operação 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 (figura 4). Todo ventilador opera apenas ao longo de 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 aos valores calculados. Assim para uma

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perda de carga maior, ocorre uma redução na vazão e um aumento na pressão estática na saída do ventilador.

Figura 4 – Ponto de operação: intersecção da curva do sistema com a curva característica do

ventilador (adaptado de Otam, 1997).

A instabilidade do sistema ocorre quando as curvas da resistência do sistema e de desempenho do ventilador não se cruzam num ponto único, mas ao contrário, sobre um intervalo de vazões e pressões. Essa situação não ocorre com ventiladores de pás voltadas para trás e radiais. Entretanto, pode ocorrer com um ventilador centrífugo com pás curvadas para frente, quando estiver operando na região demarcada na figura 5. (Otam, 1997).

Figura 5 – Instabilidade do sistema (adaptado de Otam, 1997).

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. Isso resultará em uma operação instável, conhecida como instabilidade do sistema, pulsação ou bombeamento. A instabilidade do ventilador é diferente da instabilidade do sistema, que podem ou não ocorrer ao mesmo tempo (Otam, 1997).

2.5- Ventiladores Axiais e Centrífugos

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São dois os principais tipos de ventiladores: centrífugos e axiais. Eles são caracterizados pelo caminho do fluxo de ar através deles. Ventiladores centrífugos utilizam um rotor para aumentar a velocidade da corrente de ar. Enquanto o ar se move de seu eixo para a ponta das pás, ele ganha energia cinética. Essa energia cinética é, então, convertida em pressão estática à medida que o ar diminui de velocidade antes de entrar na descarga. Ventiladores centrífugos são capazes de gerar pressões relativamente elevadas (Benson, 2003).

Ventiladores axiais, como o nome sugere, movimentam a corrente de ar ao longo do eixo do ventilador. O ar é pressurizado pela sustentação aerodinâmica gerada pelas pás do ventilador, similar a um propulsor e às asas de um avião.

Apesar de poderem ser utilizados de forma intercambiável com ventiladores centrífugos, ventiladores axiais são comumente usados para baixas-pressões e aplicações de vazão elevada. Esses ventiladores têm menos massa rotativa, são mais compactos, tendem a ter maiores velocidades de rotação e são de alguma forma, mais ruidosos do que os centrífugos de mesma capacidade. Entretanto, esse ruído tende a ser controlado por altas frequências, o que tende a ser fácil de atenuar.

São três os grupos que os ventiladores axiais se dividem. São eles: ventilador de propulsão, tubo-axial e vane-axial. Suas curvas características são observadas na Figura 6.

O ventilador de propulsão é o mais utilizado de todos, indicado para grandes vazões e pequena pressão estática. Pode ter aplicações industrial, comercial e residencial.

Os tubo-axiais possuem sua montagem em um invólucro cilíndrico, com sua melhor aplicação para exaustão de ar de um duto. Se nenhum duto de entrada é utilizado, é necessário uma entrada do tipo Venturi para prevenir uma perda de 10 à 15 % da vazão e um nível de ruído incrementado (Bleier, 1998).

Os vane-axiais são semelhantes aos tuboaxiais, possuindo pás de guia (endireitadores) para neutralizar o turbilhonamento do ar e melhorar o rendimento. Portando são mais eficientes que os tuboaxiais e podem atingir pressões mais elevadas, servindo tanto como sopradores como exaustores (Bleier, 1998).

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

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Figura 6 – Curvas características de ventiladores de propulsão e vane-axiais (adaptado de Otam, 1997).

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Os ventiladores centrífugos se dividem, de acordo com o tipo de rotor, em três principais grupos: rotor de pás curvadas para frente, rotor de pás curvadas para trás e rotor de pás radiais.

O ventilador centrífugo de pás curvadas para frente possui rotações relativamente baixas, produzindo altas vazões com baixa pressão estática. Suas vantagens incluem baixo custo, pequeno tamanho do mancal e do eixo (devido à baixa rotação) e grande intervalo de operação. As desvantagens são possibilidade de instabilidade devido ao formato da sua curva de desempenho e sobrecarga do rotor, caso a pressão estática do sistema diminua (Otam, 1997).

Os ventiladores de pás voltadas para trás têm aproximadamente o dobro da rotação que o anterior. Possuem maior rendimento e o ponto máximo de sua curva de potência geralmente se encontra no meio do intervalo de operação, portanto a sobrecarga geralmente não é problema conforme se observa na Figura 7. Suas desvantagens incluem maior tamanho de eixo, devido a maior rotação, necessitando de balanceamento apropriado e ocorrência de instabilidade numa pressão de operação próxima da pressão estática máxima, sendo essa instabilidade de maior magnitude.

Ventiladores de pás radiais exigem rotores de maior diâmetro para certa capacidade, aumentando seu custo. São adequados para baixas vazões e pressões relativamente altas, não possuindo região de instabilidade. Suas desvantagens são alto custo e menor rendimento.�

Figura 7 – Curvas características de ventiladores centrífugos: pás voltadas para frente e para trás.

(adaptado de Aaon, 2007).

3- Análise Dimensional

Uma grande quantidade de números adimensionais são utilizados para se estudar os

fenômenos físicos. Geralmente esses números recebem o nome do cientista que pela primeira vez o utilizou, por exemplo, o número de Reynolds, de grande importância para a mecânica dos fluidos:

/� � ��01 (9)

Esse número é um parâmetro fundamental para vários tipos de escoamento, sendo

utilizado como critério para se determinar a transição do escoamento laminar para turbulento. Trata-se de uma relação entre as forças de inércia (��2�) e as forças de atrito (32).

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Um número de Reynolds elevado, em geral, é associado com um escoamento turbulento. Quando esse número é baixo, as forças de inércia são pequenas em relação às forças viscosas, e o escoamento é laminar.

Os grupos adimensionais têm especial importância para a análise do desempenho de ventiladores. Uma curva de desempenho, por si só, tem uma utilidade prática restrita, visto que são obtidas por condições idealizadas, considerando que apenas alguns fenômenos influenciam as perdas.

As curvas de desempenho mostram uma tendência, representam uma máquina específica, com aquela condição de operação. Para se conhecer o desempenho sob outras condições, é necessário realizar inúmeros ensaios, uma outra máquina iria requerer a repetição de todos os ensaios, o que pode ser inviável.

Um modelo que permita extrapolar os resultados de um ventilador para outro se torna de grande importância. Assim, procura-se informações de desempenho associadas a grupos de variáveis. Através da teoria dos números adimensionais se busca grupos em que se possa obter informações de desempenho de máquinas similares.

Ao identificar os parâmetros importantes para os ventiladores, como vazão, rotação, diâmetro do rotor, pressão, potência e densidade do fluido, consegue-se obter três grupos

adimensionais distintos, Π1, Π2 e Π3, conforme as equações (10) a (12):

45 � +607 (10) 48 � �

�6�0� (11) 49 � :�670; (12);

sendo Q a vazão, P a pressão, W a potência, ρ a massa específica, ω a rotação e D o diâmetro. (Fox e McDonald, 1995).

Essas equações são usadas para se converter a performance de um ventilador de uma gama de variáveis para outra. Supondo que um ventilador de determinado tamanho e velocidade tenha sido ensaiado, pode-se calcular o desempenho de um outro ventilador, que possua similaridade, convertendo os resultados do primeiro de acordo com as equações, sem a necessidade de ensaiar o segundo ventilador (Bleier, 1998).

Para que seja possível a conversão das informações de desempenho dos ventiladores, eles devem atender os requisitos de similaridade, que se divide em três tipos: similaridade geométrica, cinemática e dinâmica.

A similaridade geométrica exige que dois ventiladores possuam o mesmo número de pás e que essas tenham o mesmo ângulo. Exige ainda que qualquer outro ângulo, da ventoinha e do invólucro, sejam iguais. Se a relação entre os diâmetros das duas ventoinhas for D2/D1, todas as outras dimensões correspondentes, da ventoinha e do invólucro, devem ser proporcionais. (Bleier, 1998).

Na similaridade cinemática, todas as velocidades presentes em um modelo devem aparecer no outro, com mesma direção e escala. Possuem, assim, o mesmo regime de escoamento e padrões similares de linhas de corrente. Essa condição geralmente é satisfeita automaticamente quando existe a similaridade geométrica e dinâmica (Barbosa, 2013).

A similaridade dinâmica obriga que todas as forças em um modelo apareçam no outro, na mesma direção e com uma escala comum. Basicamente, o número de Reynolds deve ser mantido constante. Para máquinas de fluxo operando água ou ar, esse número geralmente será elevado,

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representando pouca influência. No entanto, em altitudes elevadas, para aplicações aeronáuticas, o número de Reynolds pode ser tão baixo que representa grandes perdas por atrito, devendo ser considerado.

Na prática, verificou-se que os efeitos viscosos são relativamente sem importância quando duas máquinas geometricamente semelhantes operam sob condições similares de escoamento. Assim se pode estabelecer as equações (13) a (15):

�8 � �5*<�<), *0�0),= (13)

>8 � >5" *<�<),� *0�0),

� $ � )' (14)

?8 � ?5*<�<),= *0�0),

@ $ � )' (15)

A observação empírica de que os efeitos viscosos são sem importância sob condições similares de escoamento, permite o emprego das relações adimensionais para transportar características de desempenho de máquinas de fluxo para diferentes condições de operação, por exemplo, quando se varia o diâmetro ou a velocidade. Essas relações são conhecidas como lei dos ventiladores (Fox e McDonald, 1995).

4- Efeitos do Sistema

Ventiladores e componentes de sistema são sensíveis ao tipo de perfil de velocidade do

fluxo de ar de entrada. Perfis não uniformes de velocidade podem alterar as características de funcionamento, diferindo das fornecidas pelo fabricante. Essas diferenças são atribuídas às condições em que os produtos são testados. Condições de ensaio em laboratório tendem a criar fluxos de ar uniformes. Consequentemente, os dados de desempenho reunidos nas condições ideais não irão se repetir no ambiente industrial. Essa diferença é a principal razão para se incluir o efeito do sistema (Benson, 2003).

Para um ventilador ter seu desempenho de acordo com o catálogo, o fluxo de ar anterior e posterior a ele deve ser suave e igualmente distribuído. Isso requer a ausência de dutos, ou então, um duto reto com pelo menos três diâmetros de comprimento antes da adição de uma curva. Também podem ser utilizados retificadores de fluxo, tais como “turning vanes”, para prevenir a separação do escoamento nas curvas. Conexões de duto na entrada e na saída do ventilador devem ser flexíveis para isolá-lo de uma expansão no seu diâmetro, devido à vibração e ruído. E ainda, o duto deve ser ancorado separadamente e não suportado pelo ventilador (Bleier, 1998).

4.1- Condições de Descarga

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O ar desenvolve um perfil de velocidade uniforme à medida que aumenta a distância da saída do ventilador. O comprimento de duto necessário depende da velocidade de descarga. Quando características de projeto exigem que um duto faça curvas acentuadas, pode ser necessária a utilização de um duto com uma curva de 90º para o escoamento de ar. Alguns problemas comuns nesses tipos de dutos são consequência desses desvios na trajetória, introduzindo quedas de pressão no fluxo dentro do duto e problemas de vibração que podem ocasionar a transmissão de sons indesejados aos ambientes vizinhos (Ashrae Handbook, 2001).

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, com no mínimo 1,5 vezes o diâmetro do duto equivalente, ou um duto reto com comprimento de um diâmetro equivalente seguido por uma curva quadrada com retificadores, resultando 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 (Otam, 1997).

Quando dutos de descarga retos são usados, não é recomendado que qualquer transformação repentina para áreas maiores seja utilizada. A recomendação é de que a transição para um duto de área maior ocorra em uma peça de ângulo menor do que 15º para minimizar as perdas (Otam, 1997).

Muitos problemas podem ser corrigidos com “turning vanes”, ou retificadores de fluxo. No entanto esses dispositivos devem ser usados com cuidado. No escoamento em cotovelos, a velocidade aumenta na parede interna da curva, gerando um movimento secundário na forma de vórtices, o que resulta em recirculação. O surgimento de zonas de recirculação causa queda de pressão. Os “turning vanes” servem justamente pra reduzir o tamanho dessas zonas. No entanto, quando um perfil de velocidade não uniforme entra em uma curva, esse perfil acaba sendo conservado pelos retificadores, resultando em perdas ainda maiores (Benson, 2003; Ashrae Handbook, 2001).

4.2- Condições de Aspiração

Há três causas básicas para perdas na aspiração do ventilador: vazão não uniforme,

formação de vortex na aspiração e bloqueio de fluxo ou restrições na aspiração (Otam, 1997). O fluxo não-uniforme para dentro da aspiração do ventilador é tipicamente causado por

uma curva instalada perto demais da mesma. Isto não permitirá que o ar entre no ventilador uniformemente, resultando numa distribuição turbulenta e não-uniforme do fluxo em seu rotor (Figura 8). Além disso, outros efeitos podem ocorrer como: instabilidade do ventilador, causando danos estruturais ao mesmo, devido à vibração, flutuações na pressão, aumento no nível de ruído e, em muitos casos, um vortex na aspiração.

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Figura 8 – Aspiração não-uniforme devido à curva à montante do ventilador (Otam, 1997).

Uma condição de aspiração que produza um vortex, rotação da corrente de ar, é uma

causa frequente de redução no desempenho do ventilador. A condição ideal de aspiração é aquela em que o ar entra axialmente em fluxo laminar no ventilador. Uma rotação do ar, na mesma direção da rotação do rotor, resultará em uma vazão, pressão e potência menores do que o esperado, dependendo da intensidade do vortex. Se o giro do ar for contrário à rotação do rotor haverá um pequeno aumento na vazão e na pressão estática, e um grande aumento da potência consumida. Em ambos os casos, o redemoinho sempre diminui o rendimento.

Obstruções na aspiração do ventilador, como paredes nas proximidades, tubulações, telas, estruturas, colunas, também devem ser levadas em consideração. Nesses casos, uma perda na pressão estática será imposta. Isso exigirá um aumento na rotação do ventilador, com um aumento correspondente na potência absorvida, para corrigir a situação.

Em geral, a aspiração do ventilador é mais sensível ao efeito das condições do sistema do que a descarga. Sob certas condições, um ventilador poderá ter um duto de aspiração reto ou um bocal de aspiração. Ventiladores instalados sem essas peças sofrerão a formação de uma “vena contracta”, como se observa na Figura 9, surgindo uma perda de carga adicional.

Figura 9 – Formação da vena contracta (adaptado de Bleier, 1998).

Quando uma corrente de ar passa através de um duto, que experimenta uma contração

brusca, o componente angular da velocidade irá se manter, fazendo com que o jato tenha um diâmetro mínimo, aproximadamente 60% do diâmetro do orifício, em um ponto a jusante do escoamento. Após esse ponto, a corrente de ar irá se espalhar gradualmente, mas somente após uma distância de três diâmetros que ela irá preencher o duto uniformemente, essa contração da corrente de ar é chamada de vena contracta (Bleier, 1998).

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Uma condição similar, embora menos extrema, acontece quando uma corrente de ar entra em um duto cilíndrico. Uma forma de melhorar o padrão do escoamento é com uma entrada do tipo bocal. Na Figura 10 percebe-se a diferença no perfil do escoamento pela adição desse tipo de entrada.

Figura 10 – Perfil do escoamento entrando num duto, sem bocal e com bocal (Bleier, 1998).

Essa entrada é de particular importância para os ventiladores axiais, pois sem ela, haverá

pouco ar percorrendo a ponta das pás. Para obtenção dos melhores resultados, o bocal deve ter um raio maior, ou igual a, 14 % do diâmetro do duto.

Nos ventiladores vane-axiais, onde as pás são curtas, pode-se esperar um aumento de 15 % na vazão. Em um ventilador de propulsão, onde as pás são mais longas, um aumento de 12 % é esperado. A ausência da entrada com bocal resultará em um aumento do nível de ruído, pois as pás irão operar sob ar extremamente turbulento.

Nos ventiladores centrífugos esse aumento é de cerca de 6 %, devido a diferenças no padrão do escoamento e velocidades menores, a turbulência adicional é menos danosa para eles (Bleier, 1998).

5- Configurações para Melhorar a Eficiência

Quando possível, os ventiladores devem ser ajustados para que o perfil do escoamento

seja compatível com o comportamento criado por elementos, como curvas na tubulação. Na Figura 11, a parede externa da curva necessita de maior velocidade do que a interna, porque a corrente de ar necessita percorrer um caminho maior, o que é consistente com o perfil de escoamento que sai de um ventilador centrífugo.

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Figura 11 – Curva contrária e a favor do sentido do escoamento (Benson, 1998).

Ajustar o ventilador de tal forma que a curva a jusante faça com que a corrente de ar

mude de direção cria grandes perdas e pode afetar o desempenho do ventilador. Ao mudar a configuração para melhor acomodar o perfil do escoamento, obtêm-se uma melhora no desempenho.

Na maioria dos sistemas de ventilação, o atrito gerado pelo fluxo de ar no interior da tubulação é responsável pela maior parte da energia consumida, que é fornecida pelo ventilador. A resistência do escoamento através de um duto é função da energia cinética do escoamento, ou aproximadamente da velocidade média ao quadrado, de acordo com a equação de Darcy-Weisbach (Fox e McDonald, 1995), equação (16):

A> � B *C0, *�D�

� ,; (16)

onde ∆p representa a perda de carga ou perda de pressão, f é o coeficiente de atrito, L o

comprimento da tubulação e D o seu diâmetro interno, v é a velocidade média do ar na seção e ρ a sua massa específica.

O coeficiente de atrito (ƒ) depende da rugosidade da superfície do duto e do número de Reynolds do escoamento, considerando este número a viscosidade e a massa específica do fluido. Apesar de que cálculos precisos da queda de pressão requerem conhecimentos detalhados do duto e das características do escoamento, a relação entre queda de pressão e tamanho do duto é aparente. Para uma dada vazão, o aumento do diâmetro do duto reduz a velocidade e as perdas por atrito por comprimento de duto. Consequentemente, dutos maiores acarretam em menores perdas e menores custos de operação. Pode-se reduzir em até 32 vezes as perdas por atrito ao dobrar o diâmetro de um duto cilíndrico. Apesar de que isso é inviável na maior parte dos casos, o aumento de seu diâmetro de 0,25 para 0,30 metros pode reduzir as perdas em até 60 %, conforme se altera os valores na equação (16).

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Os custos operacionais mais baixos associados aos grandes dutos resultam em maiores custos iniciais, tanto em termos de material como de novas exigências estruturais. Adicionalmente, grandes dutos ocupam mais espaço, o que pode ser um problema para certas instalações. Além disso, algumas aplicações que lidam com materiais requerem que o ar atinja certa velocidade, para garantir o arrasto apropriado, tornando as perdas por atrito menos importantes para o desempenho do sistema (Benson, 1998).

5.1- Arranjos de Ventiladores

Ventiladores podem ser combinados em série ou em paralelo como uma alternativa ao

uso de grandes ventiladores. Em muitos casos, ventiladores menores são mais baratos e oferecem melhor desempenho do que um relativamente grande. A configuração em série tende a ser apropriada para sistemas de dutos longos ou grandes quedas de pressão através dos componentes do sistema. Além disto, os dutos podem trabalhar em pressões menores.

Configurações em paralelo são apropriadas para sistemas com grandes mudanças na demanda por vazão de ar. Grandes variações na demanda do sistema evitam que um único ventilador opere perto do seu ponto de eficiência máxima, o que pode resultar em maiores custos de manutenção e operação. Em uma configuração em paralelo, cada ventilador pode ser controlado individualmente para suprir as demandas do sistema, dessa forma sua operação é mais eficiente (Benson, 1998).

O arranjo em paralelo também pode ser um requerimento de segurança em caso de falha de um ventilador. A ventilação é crítica para a segurança na mineração ou em outros ambientes de periculosidade elevada. Em algumas fábricas, a falha de um ventilador pode causar a interrupção da produção. Com a redundância na configuração, uma falha isolada não irá comprometer todo o processo.

Múltiplos ventiladores em paralelo também podem ser necessários pelas limitações de espaço. Um único ventilador, grande o suficiente para suprir a quantidade certa da demanda de ar, pode não servir no espaço disponível ou encontrar restrições estruturais.

Configurações em série contam com ventiladores ao longo de diferentes pontos do sistema, reduzindo a pressão estática média no duto (Figura 12). Como vazamentos no sistema de dutos dependem fortemente da diferença de pressão dentro e fora do mesmo, ao reduzir a máxima pressão do sistema, pode-se minimizar as perdas atribuídas a vazamentos. Além disto, menores pressões no duto podem reduzir o ruído da operação do ventilador.

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Figura 12 – Configuração em série reduz a pressão média do duto (adaptado de Benson, 1998).

Dois ventiladores pequenos, em série, podem ser mais convenientes em termos de

demanda por eletricidade e de espaço. Grandes motores necessitam de grandes correntes de acionamento que podem afetar o suprimento de energia de outros equipamentos. Isso é particularmente importante quando a operação requer acionamentos frequentes, o que pode ocasionar variações na qualidade do suprimento de energia.

Quando ventiladores centrífugos são dispostos em paralelo, deve-se ter cuidado para que um ventilador não sobrepuje o outro. Idealmente, todos os ventiladores devem ser do mesmo tipo e tamanho, no entanto, diferenças na configuração do duto podem fazer com que um dos ventiladores opere com uma pressão maior. Em casos extremos, um ventilador forçará o outro a operar muito longe de seu ponto de máxima eficiência. Frequentemente, os arranjos em paralelo contam com ventiladores de mesmo modelo, então há distribuição equilibrada de carga durante a operação (Benson, 1998).

Um outro problema que acompanha a operação em paralelo é a instabilidade, especialmente nos ventiladores axiais e centrífugos com pás curvadas para frente. A instabilidade resulta da distribuição alternada de carga que pode ocorrer para certas vazões. Isso pode ocorrer mesmo que cada ventilador, sozinho, opere fora de sua região de separação (stall).

Curvas de desempenho combinadas possuem uma região em que existem múltiplas combinações de vazão para cada ventilador que podem atender os requisitos do sistema,

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conforme a Figura 13. A curva fechada em loop à esquerda do ponto A é o resultado da plotagem de todas as combinações possíveis da vazão de ar em cada pressão. Se a curva do sistema interseccionar a curva combinada de vazão na área compreendida pelo loop, é possível haver mais de um ponto de operação. Isso pode fazer com que um dos ventiladores utilize mais ar, podendo causar uma sobrecarga do motor se os ventiladores forem acionados individualmente. Esta condição desequilibrada de fluxo tende a se reverter alternadamente, e o resultado é que os ventiladores irão carregar-se e descarregar-se intermitentemente.

Essa "pulsação" frequentemente gera ruído e vibração, e pode causar dano aos ventiladores, ao funcionamento do sistema de dutos ou aos motores. Para evitar esse problema, deve se manter a vazão do sistema à direita do ponto A (Benson, 2003).

Figura 13 – Instabilidade de operação de curvas de desempenho combinadas (adaptado de

Benson, 1998).

6- Recomendações Gerais

6.1- Voluta de Ventiladores Centrífugos

Atenuar os efeitos do sistema é fundamental para prevenir perdas no desempenho. Para garantir que o ventilador em operação tenha desempenho próximo daquele ensaiado, deve-se assegurar que a vazão de ar seja uniforme, tanto na entrada como na saída.

Alterações na configuração do duto ou arranjos de ventiladores também são importantes para um potencial aumento de eficiência. No entanto, antes de se realizar esses investimentos, é importante observar se o baixo rendimento não está relacionado com um projeto equivocado do ventilador. Nesta seção, serão feitas algumas observações quanto ao modelo centrífugo.

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Uma das maneiras de se projetar a carcaça de um ventilador centrífugo é com a espiral de Arquimedes, traçada com quatro arcos de círculo. Ela pode ser obtida com um quadrado auxiliar centrado no eixo do rotor, cujo lado equivale a 10% do diâmetro do mesmo (Costa, 1978).

Conforme a Figura 14, o quadrado auxiliar será centrado no “ponto 0” e a distância do “vértice a” ao “ponto 1” será de, aproximadamente, 0,85 vezes o valor do diâmetro externo do rotor. Assim, com o centro no “vértice a” do quadrado auxiliar e o raio igual a 0,85 vezes o diâmetro externo do rotor, traça-se o arco do “ponto 1” ao “ponto 2”. Em seguida, com o centro no “vértice b” traça-se o arco do “ponto 2” ao “ponto 3”. Com centro em “c”, traça-se o arco do “ponto 3” ao “ponto4”, e com o centro no “vértice d” traça-se o arco do “ponto 4” ao “ponto 6”.

O ponto “5” é encontrado com uma reta paralela à descarga, com uma distância de 6% do diâmetro do rotor.

Figura 14 – Projeto de carcaça com a espiral de Arquimedes. (Costa, 1978).

6.2- Generalidades Sobre as Pás

As pás são o elemento mais importante das máquinas de fluxo, cuja finalidade é a variação da velocidade do meio operador. Com base na direção com que o ar percorre os canais entre pás, tem-se os canais axiais, radiais e diagonais. Nos axiais a direção da corrente é a axial do eixo, nos radiais é normal ao eixo e a direção que fica entre essas duas é a diagonal.

Pode-se citar algumas recomendações básicas para a construção das pás, como: entrada sem choque, raios mínimos, o que indica boa relação entre raio e largura da pá, trajeto entre entrada e saída contínuo, ângulo de desvio moderado, número de pás razoável (muitas pás resultam em canais estreitos e muito atrito, poucas pás gera má condução do fluido nos canais) e número de Reynolds elevado (Bran e Souza, 1980).

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Nos ventiladores axiais o princípio de operação é a deflexão da corrente de ar. Nesse caso, a pressão produzida é exclusivamente devido à força de sustentação provocada pelas pás. Nos ventiladores centrífugos ocorre a combinação da deflexão do ar com a força centrífuga.

Como em ventiladores centrífugos a força de sustentação contribui pouco para o aumento de pressão, melhorias no rendimento devido à otimização das pás não são tão acentuadas como são para os axiais (Bleier, 1998).

Para uma boa eficiência, a corrente de ar em um ventilador axial deve ser igualmente distribuída sobre a área de trabalho da ventoinha. Ou seja, a velocidade axial do ar deve ser a mesma do eixo até a ponta das pás. A velocidade de rotação das pás, por outro lado, está longe de ser igualmente distribuída, ela é baixa perto do centro e aumenta em direção às pontas das pás. Essa diferença deve ser compensada por uma curvatura nas pás, resultando em ângulos maiores perto do centro e menores ângulos perto das pontas.

Ventoinhas de baixo custo, às vezes não possuem essa variação de ângulos. Elas podem ter o mesmo ângulo do centro à ponta das pás, ou pior, ângulos levemente maiores na ponta. Isso irá resultar em uma perda de eficiência do ventilador, porque a maior parte da corrente de ar será produzida pela parte mais externa, mesmo em pequenas pressões estáticas. Em pressões maiores, a curvatura das pás é ainda mais importante, porque sem ela, a parte próxima ao centro irá entrar em regime de stall, e assim, permitir uma corrente de ar na direção oposta, prejudicando seriamente a eficiência do ventilador (Bleier, 1998).

7- Ensaio dos Exaustores

7.1- A Bancada de Medições

Foram três os exaustores ensaiados neste trabalho, um centrífugo e dois axiais. Devido a dificuldades em medir a vazão diretamente do exaustor, como o pequeno aumento de pressão proporcionado por eles e o fato de sua sucção de ar ser proveniente de múltiplas direções, se faz necessária a construção de uma bancada para obtenção de suas curvas de desempenho.

A bancada desenvolvida para os ensaios conta com diversas tomadas de pressão, micromanômetros, para a medição de pequenas diferenças de pressão, um ventilador auxiliar, que se conecta a um duto com um bocal, e uma caixa de estabilização.

O exaustor foi instalado na bancada conforme a Figura 15. Quando acionado ele produz um pequeno vácuo que pode ser medido por um micromanômetro através de uma tomada de pressão na caixa de estabilização.

Para se conseguir outros pontos da curva é utilizado um ventilador auxiliar. Sua rotação pode ser controlada de forma acurada com um inversor de frequência, até que a pressão na caixa se iguale com a atmosférica. O ponto de vazão nula e pressão máxima é atingido com o ventilador auxiliar desligado, utilizando-se a borboleta de controle, restringindo-se a vazão de forma gradativa.

Outras duas tomadas de pressão se encontram na tubulação; através delas se obtêm a pressão estática, na parede, e a pressão de estagnação, medida pelo tubo de Pitot (Apêndice A). Assim é possível encontrar a vazão com o auxílio de um segundo micromanômetro, que fornece a pressão dinâmica.

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A caixa de estabilização tem como função redirecionar, reduzir a velocidade e turbulência do ar proveniente da tubulação e do próprio ventilador auxiliar. A tubulação conta com um bocal, de 25 mm de diâmetro, para acelerar e uniformizar o escoamento antes do tubo de Pitot.

Figura 15 – Bancada para ensaio dos exaustores.

Os exaustores ensaiados podem ser observados na Figura 16. Eles são acoplados à caixa de estabilização, cada um possuindo quatro configurações possíveis: com tela de proteção, sem a tela, com o duto a jusante, para reproduzir uma resistência ao escoamento, mais a tela e com o duto e sem tela de proteção. Para referência futura, eles serão denominados exaustor 1, 2 e 3 na ordem em que são apresentados.

Figura 16 – Exaustores ensaiados, denominados 1, 2 e 3.

Na Figura 17 pode-se observar a bancada de ensaio (mais detalhes no Apêndice B) com o

ventilador auxiliar, caixa de estabilização, micromanômetros, bem como a configuração de ensaio com duto para produzir queda de pressão.

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Figura 17 – Bancada para ensaio.

7.2- Apresentação dos Resultados

Como mencionado anteriormente cada exaustor foi ensaiado em quatro situações diferentes:

A- Com tela de proteção; B- Sem tela de proteção; C- Com duto mais tela de proteção; D- Com duto e sem tela de proteção.

O duto em questão se trata de um tubo de 1,0 metro de comprimento, acoplado à saída do

exaustor que conta com duas curvas (joelhos), de 90º graus cada, encaixadas na entrada e saída do duto respectivamente.

7.2.1- Resultados do Exaustor 1

Os resultados do exaustor 1 são apresentados na Figura 18. Para verificar a repetibilidade

do experimento, na Figura 19, mostram-se os resultados de dois ensaios sobrepostos para cada uma das quatro situações descritas anteriormente. Nesse exaustor é observada uma grande influência da tela de proteção, assim como o duto, onde a máxima vazão apresenta variações de 16 a 35 m3/hora aproximadamente. Isso ocorre porque a grade de proteção representa grande