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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
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
2. Formulação do Problema 12
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)
2. Formulação do Problema 13
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.
2. Formulação do Problema 14
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 ,
2. Formulação do Problema 15
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.
2. Formulação do Problema 16
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. Formulação do Problema 17
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)
2. Formulação do Problema 18
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
2. Formulação do Problema 19
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. Formulação do Problema 20
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
2. Formulação do Problema 21
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)
2. Formulação do Problema 22
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. Formulação do Problema 23
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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°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
200T, °Crp = 12,Ten= 35°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
200T, °Crp = 12,Ten= 45°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85
NIC DAIC
Fig. 3.1: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da temperatura de entrada.
3. Resultados e discussão 26
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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.4, 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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.8, 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
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. Resultados e discussão 27
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
200T, °Crp = 2,Ten= 25°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
200T, °Crp = 8,Ten= 25°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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°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
200T, °Crp = 20,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85
NIC DAIC
Fig. 3.3: Curvas T-s que mostram o efeito da variação da razão de compressão.
3. Resultados e discussão 28
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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.5, 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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.7, 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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°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
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 .
3. Resultados e discussão 29
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. Resultados e discussão 30
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
70T, °Crp = 2,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.5, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85
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 = 0.7, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85
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 = 0.85, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.85
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. Resultados e discussão 31
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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85 ,ϵEC = 0.5
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 = 0.7
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 = 0.85
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. Resultados e discussão 32
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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.5 ,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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.7 ,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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°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
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. Resultados e discussão 33
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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.5, 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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°C, ϕen= 0.5, ϵHW = 0.7, 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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°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
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. Resultados e discussão 34
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
200T, °Crp = 12,Ten= 25°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
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. Resultados e discussão 35
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°
DAIC, Ten = 35° NIC, Ten = 35°
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
DAIC, Ten = 15° NIC, Ten = 15°
DAIC, Ten = 35° NIC, Ten = 35°
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
DAIC, Ten = 15° NIC, Ten = 15°
DAIC, Ten = 35° NIC, Ten = 35°
2 4 6 8 10 122 rp
0.7
0.8
0.9
1.0
wc/wc,0
ϵHW = 1, ϵIC = 1, ϵHX = 1
DAIC, Ten = 15° NIC, Ten = 15°
DAIC, Ten = 35° NIC, Ten = 35°
Fig. 3.11: Curvas(rp − wc
wc,0
)que mostram o efeito da variação das eficiências dos com-
ponentes.
3. Resultados e discussão 36
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. Resultados e discussão 37
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. Resultados e discussão 38
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
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 = 30°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 = 40°C, ϵHW = 0.85, ϵIC = 0.85, ϵHX = 0.85
NIC, ϕen = 25% NIC, ϕen = 75%
ϕ0 en = 25% ϕen = 75%
Fig. 3.14: Curvas (rp −φ) que mostram o efeito da variação da temperatura de entradado sistema.
3. Resultados e discussão 39
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
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 = 25°C, ϵHW = 0.7, ϵIC = 0.7, ϵHX = 0.7
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 = 25°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 = 25°C, ϵHW = 1, ϵIC = 1, ϵHX = 1
NIC, ϕen = 25% NIC, ϕen = 75%
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
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