Dimensionamento do sistema de arrefecimento de um motor

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1 
UNIVERSIDADE FEDERAL DE MINAS GERAIS 
ESCOLA DE ENGENHARIA 
DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA 
 
ROTEIRO DE AULA PRÁTICA – LABORATÓRIO DE MOTORES 
DISCIPLINA:Laboratório de Térmica - 3a Aula Prática 
PROFESSOR:Ramon Molina Valle 
ASSUNTO:Dimensionamento do sistema de arrefecimento de um motor de 
combustão interna. 
 
Metodologia utilizada: 
 
- Definição dos parâmetros do projeto – Nesta etapa devem ser estudados todos os 
componentes do sistema e definidos os principais parâmetros envolvidos nos cálculos. 
 
- Cálculo da carga térmica do motor de acordo com as condições de operação – Nesta etapa 
deve ser calculado a quantidade de calor a ser retirado do motor para manter as temperaturas 
nos valores estabelecidos. 
 
- Dimensionamento do trocador de calor – Nesta etapa deve ser escolhido um radiador do 
mercado e determinadas as áreas de troca de calor e o tamanho do radiador para a obtenção 
da carga térmica que ele é capaz de absorver. 
 
- Verificação da capacidade do sistema de arrefecimento. Nesta etapa as cargas térmicas 
devem ser comparadas para verificação da capacidade do sistema de arrefecimento. 
 
1. Definição dos parâmetros do projeto 
 
Nesta etapa devem ser estudados os diversos parâmetros envolvidos e os principais 
componentes do sistema. Devem ser definidos, para iniciar o projeto, os seguintes parâmetros e 
componentes: 
 
- Temperaturas de entrada do fluido refrigerante = 90ºC 
- ∆T do fluido refrigerante = 6ºC 
- Vazão da bomba na rotação de carga máxima (calculada) 
- Temperatura de entrada do ar = medida 
 
O dimensionamento do sistema será para a condição de maior carga térmica, por ser esta a 
condição mais crítica do motor. 
 
O sistema de refrigeração será composto por um trocador de calor compacto (radiador), 
utilizando uma solução de etileno-glicol como fluido refrigerante e alumínio como material das 
aletas e dos tubos. O radiador apresenta duas fileiras de tubos retangulares aletados e suas 
dimensões deverão ser medidas. Para facilitar os cálculos, todas as propriedades do fluido 
refrigerante deverão ser tomadas considerando-se apenas as propriedades da água, ficando assim 
a solução de etileno glicol como um fator de segurança para o sistema de refrigeração. 
 
 
2. Cálculo da carga térmica (Q) de acordo com o motor e condições de operação 
 
Para o dimensionamento de um radiador, é necessário que seja determinada inicialmente a 
quantidade máxima de calor que deve ser retirada do motor pelo radiador. O motor cujo sistema 
de arrefecimento deseja-se projetar é um motor FIASA 1.0, 8 válvulas que equipa o veículo 
Palio antigo. 
 2 
Esta quantidade máxima de calor pode ser obtida através da curva de potência e da curva de 
consumo específico do motor, considerando que aproximadamente 25% do calor introduzido no 
motor é dissipada no radiador [Heywood, (1988)]. Isto é: 
 
 Q = 0,25 Qi 
 
Sendo Qi o calor total introduzido no motor através do combustível. Por sua vez o calor 
introduzido no motor através do combustível, pode ser calculado através da equação: 
 
 3600 ÷××= Ci PCIChQ η 
 
onde: 
Qi: calor introduzido em kW 
Ch: consumo de combustível em kg/h 
ηc: eficiência de combustão (fixada em 96%) 
PCI: poder calorífico inferior do combustível em kJ/kg (obtido da Petrobras) 
A Potência corrigida à plena carga para motor alimentado a gasolina e GNV é dada na 
tabela abixo. 
Velocidade (rpm) Potência (kW) Gasolina 
Potência (kW) 
GNV - Turbo 
6500 34,2 38,1 
6250 37,5 42,7 
6000 38,9 45,4 
5750 38,6 44,2 
5500 38,2 43,0 
5000 35,9 40,8 
4500 32,9 35,1 
4000 29,1 31,2 
3500 25,9 26,7 
3250 25,2 24,8 
3000 22,9 22,1 
2750 20,3 17,9 
2500 17,6 14,8 
2000 13,3 11,8 
1500 9,6 8,3 
 
O consumo específico para gasolina e GVV é dado abaixo 
Consumo específico (g/kW.h) Rotação (rpm) 
gasolina GNV turbo 
6500 487 380 
6250 452 351 
6000 426 335 
5750 450 322 
5500 409 305 
5000 383 290 
4500 357 270 
4000 353 257 
3500 352 247 
3250 330 237 
 3 
3000 353 226 
2750 357 215 
2500 368 204 
2000 346 190 
1500 356 180 
 
Desta forma pode-se levantar a curva de rotação versus calor total fornecido e carga térmica que 
necessita ser retirada pelo radiador. 
 
Velocidade (rpm) 
Calor total 
introduzido(kW) 
 
*Carga térmica a ser retirada 
do motor (kW) –25% de Qi 
 
6500 
 
 
6250 
 
 
6000 
 
 
5750 
 
 
5500 
 
 
5000 
 
 
4500 
 
 
4000 
 
 
3500 
 
 
3250 
 
 
3000 
 
 
2750 
 
 
2500 
 
 
2000 
 
 
1500 
 
 
 
 
 
 Trocador de calor compacto utilizado, 
 
Sendo: 
 4 
ntf: número total de tubos por fila 
nt: número total de tubos 
na: número total de aletas 
b: altura do radiador 
a: largura do radiador 
ea: espessura da aleta 
ca: comprimento da aleta 
P: passo da aleta 
Ptt: passo transversal do tubo 
Ppt: passo em profundidade dos tubos 
d: profundidade do radiador 
et: espessura do tubo 
xt: espessura da parede do tubo 
Lt: largura dos tubos 
Sr: área da superfície do reservatório de água 
 
3. Dimensionamento do radiador 
 
O dimensionamento do radiador consite em, a partir da carga térmica do motor, selecionar um radiador 
comercial capaz de retirar a quandidade de calor necessária para o resfriamento do motor A figura acima 
representa esquematicamente um radiador com duas fileiras de tubos retangulares caracterizando um 
radiador comercial.. 
 
3.1 Principais parâmetros para dimensionamento 
 
a) Área livre de passagem do ar através do radiador 
 
A área livre de passagem do ar através do radiador é igual à área total frontal do radiador 
menos a área ocupada pela aleta e tubos, dada pela equação abaixo, [Penido, (1983)]: 
 
)( 21 AAAA f +−= 
sendo: 
Af: área frontal 
A1: área da superfície frontal da primeira fila de tubos 
A2: área da superfície frontal de todas as aletas 
 
Para o radiador mostrado na figura 3.1, tem-se: 
 
baA f ×= 
 
)(1 ntfbetA ××= 
)(2 nacaeaA ××= 
 
b) Superfície de troca de calor do lado do ar 
 
 A área da superfície de transmissão de calor do lado do ar, pode ser calculada através da 
soma das áreas radiantes das aletas com a dos tubos, conforme a equação abaixo, [Penido, 
(1983)]: 
sttstaSar += 
sendo: 
sta: área total da superfície radiante das aletas na
ea
cad �
�
�
�
�
�
+××= )
2
(2 
stt: área total da superfície lateral dos tubos ntbetLtb ×××+×××−= − 2])10165[( 3 
 5 
 
c) Superfície de troca de calor do lado da água 
 
A área da superfície de transmissão de calor do lado da água, é igual à soma das áreas da 
superfície dos tubos e dos reservatórios, conforme a equação abaixo, [Penido, (1983)]: 
rt SS +=H2OS
 
 
 
sendo: 
Sr: área da superfície interna dos reservatórios 
 
St: área da superfície lateral dos tubos: ( )[ ] ( )[ ]{ } ntbxtLtbxtetS t ××−+×−×= 222
 
 
Depois de definidas todas as dimensões do radiador, calculam-se então, os principais 
parâmetros para dimensionamento do sistema de refrigeração: 
 
 
3.2 Cálculo da diferença de temperatura (∆∆∆∆T) do ar para a condição de maior carga 
térmica. 
 
Para a situação de maior carga térmica calcula-se o delta T do ar através do seguinte 
balanço de energia: 
arararO2HO2HO2H TcpmTcpm ∆××=∆××
⋅⋅
 
 
sendo: 
O2Hm : vazão de água em kg/s (Calculada a partir da extrapolação das 3 vazões calculadas) 
cpH2O: calor específico da água em kJ/kg ºC 
cpar: calor específico do ar em kJ/kg ºC 
T∆ H2O: delta T máximo da água 
T∆ ar: diferença de temperatura do ar 
mar: vazão de ar em kg/s (calculada através de medições) 
 
Para o cálculo da vazão de ar (kg/s), utiliza-se a equação: 
A.V.m ararar ρ=
⋅
 
sendo : 
ρar: densidade do ar em kg/m3 
A (m2) : área de escoamento de ar onde é medido Var 
Var (m/s) : medido para a rotação máxima do ventilador em um radiador similar 
 
3.3 Cálculo do coeficiente global – trocadores de calor compactos 
 
3.3.1 Cálculo do coeficiente de transmissão de calor do lado do arO coeficiente de transmissão de calor do lado do ar pode se obtido a partir do 
procedimento apresentado abaixo [Özi�ik, (1990)]: 
 
- Cálculo da velocidade mássica do escoamento, através da equação: 
A
mG ar= ( kg / m2 . s) 
 
sendo A (m2) é a área mínima do escoamento, e mar (kg/s), a vazão de ar 
 
- Diâmetro hidráulico 
 6 
 
A grandeza do diâmetro hidráulico pode ser definida como: 
 
A
ALD mính
⋅
= 4 (m) 
 
onde A é a área total de transferência de calor e a grandeza LAmín pode ser considerada o 
volume mínimo de passagem da corrente livre uma vez que L é o comprimento do percurso do 
fluido no miolo do trocador de calor. E para o escoamento de ar, a expressão do diâmetro 
hidráulico pode ser escrita através da equação: 
 
 
Sar
AdDar
××
=
4
 (m) 
sendo: 
A: área livre de passagem do ar (m) 
d: profundidade do radiador (m) 
Sar: superfície de troca de calor do lado do ar (m) 
 
- Número de Reynolds 
 
O número de Reynolds para o escoamento de ar é dado pela equação: 
µ
=
HD.GRe 
Com o número de Reynolds e a figura abaixo, podemos obter o fator de Colburn, e calcularmos 
o coeficiente de transferência de calor do lado do ar, através da equação: 
32
p
car Pr
c.Gjh = (W/m2ºC) 
 
 7 
 
 
3.3.2 Coeficiente de transmissão de calor do lado da água 
 
O coeficiente de troca de calor do lado da água pode ser obtido através da seguinte equação 
[Incropera, (1992)]: 
 
OH
OHOH
OH D
NuKh
2
22
2
×
= 
Sendo: 
hH2O: coeficiente de transmissão de calor da água (W/m2.oC) 
KH2O: condutividade térmica da água (W/m.oC) 
NuH2O: número de Nusselt para a água 
DH2O: diâmetro hidráulico da água (m) 
 
 
- Cálculo do número de Reynolds para a água: 
OH
OHOHOH
D
VD
2
222Re
µ
ρ××
= 
Sendo: 
µH2O: viscosidade da água(kg /m.s) 
ρ
 H2O: densidade da água (kg/m3) 
D
 H2O: diâmetro hidráulico da água (m) 
V
 H2O: velocidade da água (m/s) 
 
 
O diâmetro hidráulico da água pode ser calculado da seguinte forma: 
 
 
O2H
O2H S
attntb4D ×××= 
 
onde: 
att: área transversal interna dos tubos : )2()2( xtLtxtetatt −×−= 
 
Sendo: 
et: espessura do tubo (m) 
b: largura do radiador (m) 
nt: número de tubos 
Lt; largura do tubo (m) 
xt: largura da parede do tubo (m) 
 
 
Para calcularmos a velocidade da água, utilizamos a seguinte expressão: 
ntatt
GV OHOH
×
=
2
2 
Sendo: 
GH2O: vazão de água (m3/s) 
att: área transversal interna dos tubos 
nt: número de tubos 
 
 
- Calcula-se então, o número de Nusselt para o escoamento de água pela equação: 
 8 
 
( ) ( )
( ) �
�
��
�
�
−×+
×−×
=
1Pr87,1207,1
Pr1000Re8
3
2
2
12 f
fNu DOH 
 
Esta correlação é válida para 0,5 < Pr < 2000 e 3000 < Re < 5x106 . O fator de atrito é dado 
pela equação: 
( ) 264,1Reln79,0 −−×= Df 
 
Sendo: 
Pr: número de Prandtl da água 
 
O coeficiente de troca de calor do lado da água foi obtido utilizando-se a equação : 
 
CmW
D
NuKh
OH
OHOH
OH º/
2
2
22
2 =
×
=
 
Sendo: 
KH2O: condutividade térmica da água W/m.oC 
 
 
3.3.3 Eficiência global da superfície 
 
- Eficiência das aletas 
 
As aletas são usadas para aumentar a transferência de calor numa superfície, mediante a 
expansão da área superficial real. No entanto, a própria aleta constitui uma resistência condutiva 
à transferência de calor da superfície original. Pode-se ter uma avaliação desta questão mediante 
a eficiência da aleta ηf. O potencial motriz máximo para a convecção é a diferença de 
temperatura entre a base e o fluido 
∞
−= TTbbθ . Então a taxa máxima de dissipação de 
energia pela aleta é a taxa que existiria se toda a aleta estivesse na temperatura da base. No 
entanto, uma vez que qualquer aleta se caracteriza por uma resistência finita à condução há um 
gradiente de temperatura ao longo da aleta e a condição isotérmica é uma idealização. Uma 
definição razoável da eficiência da aleta é mostrada pela equação (3.33), [Incropera, (1992)]: 
 
c
c
f Lm
Lmtgh
.
).(
=η 
 
onde 
- LC é o comprimento corrigido da aleta 
2
ea
caLc += 
 
eaK
h
m
al
ar
.
.2
= 
sendo: 
ca: comprimento da aleta 
ea: espessura da aleta 
har: coeficiente de troca de calor do lado do ar 
Kal: condutividade térmica do alumínio 
 
- Eficiência global da superfície 
 9 
 
A eficiência global pode ser calculada pela expressão abaixo: 
 
Sar
)1(sta1 fo
η−
−=η 
sendo: 
sta: área total da superfície radiante das aletas 
Sar: superfície de troca de calor do lado do ar 
ηf: eficiência da aleta 
 
Calculados todos os parâmetros, pode-se obter o coeficiente global de transferência de calor. 
 
O coeficiente global de transferência de calor baseado na área superficial do lado do ar, para 
as condições de máxima carga térmica , é dado pela equação: 
 
Cm
ShS
R
R
SarhSU OHOHOH
f
W
aroar
º 
1
..
1
.
1 2
222
"
+++=
η
 
 
U: coeficiente global de transferência de calor 
Sar: superfície de troca de calor do lado do ar 
SH2O: superfície de troca de calor do lado da água 
har: coeficiente de transmissão de calor do lado do ar 
hH2O : coeficiente de transmissão de calor do lado da água 
RW : resistência térmica na condução para paredes cilíndricas 
"
fR : fator de incrustação (tabelado) 
oη : eficiência global da superfície 
 
Como a espessura da parede do tubo é muito pequena, podemos desprezar a resistência, (Rw), 
por condução na parede. 
 
Desta forma, calcula-se U considerando-se que o har necessita ser corrigido porque foi calculado 
através de gradientes de temperatura estimados. 
 
 
4. Cálculo das temperaturas de saída pelo método da efetividade 
 
O método de análise de trocadores de calor pela diferença média logarítmica é útil 
quando as temperaturas de entrada e saída são conhecidas ou facilmente determináveis. A 
DTML é então calculada e o fluxo de calor, área superficial ou coeficiente global de 
transferência de calor podem ser determinados. Quando as temperaturas de entrada ou de saída 
devem ser calculadas para um trocador de calor, a análise freqüentemente envolve um 
procedimento iterativo por causa da função logarítmica da DTML. Nestes casos, a análise é 
efetuada mais facilmente pela utilização de um método baseado na efetividade do trocador de 
calor em transferir uma dada quantidade de calor. O método da efetividade também oferece 
muitas vantagens para análise de problemas onde deve ser efetuada uma comparação entre 
vários tipos de trocadores de calor com o objetivo de selecionar o tipo mais adequado para uma 
determinada função [Holman, (1983)]: 
 
A efetividade pode ser definida como 
 calor de máxima troca
real calor de troca
=ε 
 10 
 
A troca de calor real pode ser computada pelo cálculo tanto da energia perdida pelo 
fluido quente quanto pelo fluido frio: 
 
ar
p
OH
p TcmTcmq
2
�
�
�
�
�
� ∆⋅⋅=�
�
�
�
�
� ∆⋅⋅=
⋅⋅
 
 
A máxima troca de calor possível seria alcançada se um dos fluidos sofresse uma 
variação de temperatura igual à máxima diferença de temperatura presente no trocador, que é a 
diferença entre as temperaturas dos fluidos quente e frio. Esta máxima diferença de temperatura 
ocorre no fluido que tem o mínimo valor de pcm⋅
⋅
 pois, pelo balanço de energia, o calor 
recebido por um fluido deve ser igual ao calor perdido pelo outro. Desta forma, a máxima troca 
de calor é dada pela equação. 
( )ar,entraO2H,entramínmáx TT)cpm(q −= ⋅ 
 
Para obter a diferença de temperatura sofrida por cada fluido, calcula-se inicialmente, a 
capacidade calorífica de ambos os fluidos através da equação : 
pcmC ×=
⋅
 
A efetividade do trocador de calor pode ser obtida a partir de gráficos, como o mostrado na 
figura abaixo, para trocadores de contra corrente, e considerando as seguintes relações: 
mínC
SarUNUT ⋅= 
máx
mín
r C
CC = 
 
onde Cr representa a razão entre as taxas de capacidades caloríficas, e NUT representa o número 
de unidades de transferênciaamplamente utilizado na análise de trocadores de calor e calculado 
a partir do U obtido. 
 
Efetividade de um trocador de calor com escoamento cruzado e um único passe, com os dois fluidos não 
misturados 
 
Desta forma calcula-se a efetividade através da figura anterior. Por definição, a efetividade, que 
é um parâmetro adimensional, deve estar no intervalo 10 ≤ε≤ . Ela é útil, uma vez que, 
conhecidos os valores de ε, Te,ar e Te, H2O, a taxa real de transferência de calor pode ser 
determinada pela expressão 
)TT(Cq ar,eO2H,emín −ε= 
 11 
 
Assim, podem-se então calcular as temperaturas de saída da água e do ar através do seguinte 
balanço de energia: 
cpm
qT
.
•
=∆ 
Através do cálculo dos gradientes de temperaturas do ar e da água, vemos que o 
coeficiente global foi calculado para estas diferenças e não para os gradientes de temperatura 
dos fluidos estimadas anteriormente. Dessa forma, para obtermos o coeficiente global para as 
condições fixadas de carga máxima, devemos realizar o processo inverso, ou seja, partindo-se 
das temperaturas de saída dos fluidos já determinadas. Para isto, a efetividade estimada pode ser 
utilizada para calcular a temperatura de saída do ar através da relação entre a troca de calor real 
e a troca máxima de calor: 
areOHe
arears
TT
TT
calordemáximatroca
realcalordetroca
,2,
,,
 
 
−
−
==ε
 
 
A partir do valor da temperatura de saída do ar pode-se calcular a DTML e desta forma, calcular 
novamente o U através do balanço de energia, como segue: 
 
5 Cálculo do coeficiente global através do balanço de energia 
 
DTMLSarUQrad ××= 
onde DTML é uma média apropriada da diferença de temperaturas denominada diferença de 
temperatura média logarítmica. Sendo assim, o coeficiente global pode ser escrito da seguinte 
forma: 
DTMLSar
QU rad
×
= 
 
onde: 
U (W/m2ºC): coeficiente global de transferência de calor 
Sar (m2): área de troca de calor do lado do ar 
DTML: diferença de temperatura média logarítmica 
Qrad: carga térmica do motor nas condições críticas 
 
Esta diferença de temperatura, chamada de diferença média logarítmica de temperaturas, é 
a diferença entre as temperaturas nas extremidades dividida pelo logaritmo natural da razão 
entre as duas diferenças de temperatura. 
 Dessa forma a diferença de temperatura média logarítmica para o trocador de calor com 
escoamento em contracorrente é dada pela equação: 
 
( )21
21
ln TT
TTDTML
∆∆
∆−∆
= 
Sendo: 
ar,1O2H,22
ar,2O2H,11
TTT
TTT
−=∆
−=∆
 
 
 Embora as condições de escoamento em trocadores de calor com escoamento cruzado 
sejam mais complicadas, as equações anteriores ainda podem ser utilizadas caso a seguinte 
modificação seja efetuada na média logarítmica das diferenças de temperaturas: 
 
CCDTMLFDTML )(⋅= 
 12 
 
Ou seja, a forma apropriada para a DTML é obtida aplicando-se um fator de correção ao valor 
da DTML que seria calculado com a hipótese de escoamento em contracorrente. O fator de 
correção para um trocador de calor em escoamento cruzado com passe único, com os dois 
fluidos não misturados é mostrado na figura abaixo. 
 
Fator de correção para um trocador de calor em escoamento cruzado com passe único, com os 
dois fluidos não misturados 
 
Inicialmente, calcula-se a diferença de temperatura média logarítmica referente às condições de carga máxima 
dada pela equação: 
( )21
21
ln TT
TTFDTML
∆∆
∆−∆
⋅=
 
onde F é determinado pela figura acima 
 
Desta forma, calcula-se, então um novo coeficiente global para as condições de carga máxima 
utilizando a equação : 
DTMLSar
QU
×
=
 
 
Para validação da metodologia aplicada, o valor do coeficiente global calculado pela efetividade 
deve ser igual ao coeficiente calculado pelo balanço de energia. Se não for igual, calcula-se um 
novo valor da efetividade com o novo U e repete-se o procedimento ate o Unovo = Uanterior. 
Finalmente calcula-se o har com o Ufinal convergido, através da equação geral do Coeficiente 
global. 
Cm
ShS
R
R
SarhSU OHOHOH
f
W
aroar
º 
1
..
1
.
1 2
222
"
+++=
η
 
 
6. Cálculo da capacidade térmica do sistema de refrigeração do motor 
 
Usa-se comumente o termo superfície expandida para caracterizar um sólido que sofre 
transferência de energia por condução no interior das suas fronteiras e também transferência por 
convecção entre as fronteiras e a vizinhança [Incropera, (1992)]. 
Embora existam muitas situações diferentes que envolvam os efeitos combinados da 
condução e da convecção, a aplicação mais freqüente é aquela na qual uma superfície expandida 
é usada especificamente para aumentar a taxa de transferência de calor entre um sólido e um 
fluido adjacente. Esta superfície é uma aleta. 
 13 
A taxa de transferência de calor pode ser aumentada mediante o aumento da área de 
superfície através da qual ocorre a convecção. Isto pode ser feito mediante aletas que se 
estendem dos tubos (no caso do radiador) para dentro do fluido circundante. A condutividade 
térmica do material da aleta tem um efeito significativo sobre a distribuição de temperatura ao 
longo da aleta e , por isso, influencia o grau de aumento da taxa de transferência de calor. Nos 
casos ideais, o material da aleta deve ter uma condutividade térmica grande a fim de minimizar 
as variações de temperatura entre a sua base e a sua ponta. 
A taxa de transferência de calor máxima possível ocorreria se toda a superfície das aletas, e 
também da base exposta, fossem mantidas a temperatura da base Tb. 
 A capacidade térmica do sistema é obtida através do cálculo da taxa de transferência de 
calor do radiador, dada pela seguinte fórmula: 
 
Qradiador = Qf + Qb 
Sendo: 
 
- Qf: quantidade de calor trocado através das aletas 
naTTeacadhQ barff ×−×�
�
�
�
�
�
+××××=
∞
)(
2
2η 
 
- Qb: quantidade de calor trocado através da superfície nua dos tubos 
)(
∞
−××= TTstthQ barb 
Dados: 
ea: espessura da aleta 
ca: comprimento da aleta 
har: coeficiente de transmissão de calor do ar 
d: profundidade do radiador 
na : número de aletas 
stt: área total da superfície lateral dos tubos 
∞
− TTb : diferença de temperatura entre a base dos tubos e a ponta das aletas (considerar 20oC) 
 
Calculada a carga térmica do motor e a capacidade térmica do sistema de arrefecimento, pode-
se concluir se o radiador escolhido é capaz de absorver toda a carga térmica do motor para a 
situação mais crítica. Neste caso a capacidade térmica do radiador deverá ser 20% maior do que 
a carga térmica do motor na pior situação. No final do relatório deverão ser calculados os 
valores das grandezas contidas na tabela abaixo e deverá concluir sobre as considerações 
adotadas nos cálculos, destacando todas as possíveis falhas do projeto. 
O radiador disponível é suficiente para absorver a carga térmica do motor funcionando a 
gasolina?. Justifique a sua resposta. 
 
 
delta T da água (ºC)
delta T do ar (ºC)
vazão da bomba d'água (kg/s)
vazão de ar (kg/s)
Coeficiente de tansferência de calor do lado do ar (W/m^2 ºC)
Coeficiente de tansferência de calor do lado da água (W/m^2 ºC)
Coeficiente global de transferência de calor (W/m^2 ºC)
Capacidade térmica do sistema de refrigeracão (kW)
Carga térmica do motor (kW)