Apostila_ArCondicionado

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UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ 
 
 
 
 
CONDICIONAMENTO DE AR 
E 
CONFORTO TÉRMICO 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Professor: Osvaldo José Venturini 
 
 
 
ITAJUBÁ 
2015 
 
i 
 
 
ÍNDICE 
 
1 – PSICROMETRIA E CLIMATIZAÇÃO DE AMBIENTES ........................................................ 1 
1.1 – Conceitos Básicos ............................................................................................................... 1 
1.2 – Propriedades do Ar Úmido .................................................................................................. 3 
1.3 – A Carta Psicrométrica ......................................................................................................... 8 
1.4 – Processos Clássicos Envolvendo o Ar Úmido .................................................................. 12 
1.5 – Climatização de Ambientes ............................................................................................... 18 
1.6 – Exercícios Propostos ......................................................................................................... 27 
2 – CONFORTO TÉRMICO E QUALIDADE DO AR DE INTERIORES .................................... 29 
2.1 – Conforto Térmico ............................................................................................................... 29 
2.2 – A Qualidade do Ar Interno ................................................................................................. 34 
3 – ESTIMATIVA DA CARGA TÉRMICA .................................................................................. 43 
3.1 – Métodos de Cálculo da Carga Térmica ............................................................................. 43 
3.2 – Zoneamento ...................................................................................................................... 48 
3.3 – Ganho de Calor por Transmissão Térmica ....................................................................... 50 
3.4 – Insolação em Superfícies Transparentes ......................................................................... 56 
3.5 – Insolação em Superfícies Opacas ..................................................................................... 71 
3.6 – Ganho de Calor por Ventilação e Infiltração ..................................................................... 74 
3.7 – Geração Interna de Calor .................................................................................................. 80 
3.8 – Ganhos de Calor da Instalação ......................................................................................... 84 
3.9 – Emprego da Carta Psicrométrica ...................................................................................... 88 
4 – Exemplo Completo de Cálculo da Carga Térmica .......................................................... 97 
4.1 – Dados de Projeto ............................................................................................................... 98 
4.2 – Identificação Qualitativa do Ganho de Calor Predominante ............................................. 98 
4.3 – Valores de Projeto para as Condições Externas ............................................................. 100 
4.4 – Valores de Projeto para as Condições Internas .............................................................. 101 
4.5 – Características Adicionais do Edifício ............................................................................. 102 
4.6 – Cargas de Ventilação e de Infiltração ............................................................................. 102 
4.7 – Determinação do Ganho de Calor Por Insolação ............................................................ 104 
4.8 – Determinação do Ganho de Calor Por Transmissão em Superfícies Externas .............. 106 
4.9 – Determinação do Ganho de Calor Devido a Outras Transmissões ................................ 109 
4.10 – Geração Interna de Calor .............................................................................................. 112 
4.11 – Ganho de Calor Sensível nos Dutos de Insuflação ....................................................... 115 
4.12 – Vazamentos de Ar nos Dutos de Insuflação ................................................................. 116 
4.13 – Ganho de Calor Sensível dos Ventiladores de Insuflação ............................................ 116 
4.14 – Infiltração nos Dutos de Retorno ................................................................................... 116 
4.15 – Ganho de Calor Sensível nos Dutos de Retorno .......................................................... 116 
4.16 – Ganho de Calor Devido ao Ar Externo (Renovação) .................................................... 117 
4.17 – Cálculo da Carga Térmica Interna do Recinto .............................................................. 117 
4.18 – Cálculo da Carga Térmica Total .................................................................................... 117 
4.19 – Cálculo Psicrométrico Simplificado ............................................................................... 117 
4.20 – Cálculo Psicrométrico Pelo Fator de By-pass ............................................................... 121 
4.21 – Diferença de Temperatura na Insuflação ...................................................................... 124 
5 – SISTEMAS DE CONDICIONAMENTO DE AR .................................................................. 126 
ii 
5.1 – Classificação das Instalações de Ar Condicionado ......................................................... 126 
5.2 – Sistemas de Zona Única ................................................................................................. 130 
5.3 – Sistemas de Ar com Reaquecimento Terminal ............................................................... 132 
5.4 – Sistemas Ar-Água ........................................................................................................... 140 
5.5 – Sistemas Apenas Água ................................................................................................... 151 
5.6 – Sistemas de Expansão Direta ......................................................................................... 155 
5.7 – Exercícios Propostos ....................................................................................................... 159 
6 – MELHORIAS ENERGÉTICAS POSSÍVEIS ....................................................................... 165 
6.1 – Melhorias Relativas à Estrutura ...................................................................................... 165 
6.2 – Melhorias Relativas ao Sistema de Condicionamento de Ar .......................................... 168 
6.3 – Projeto do Sistema .......................................................................................................... 168 
6.4 – Melhorias por Tipo de Sistema de Ar Condicionado ....................................................... 172 
6.5 – O Ciclo Economizador ..................................................................................................... 174 
6.6 – Controle pela Temperatura de Bulbo Seco ..................................................................... 175 
6.7 – Resfriamento Evaporativo ............................................................................................... 179 
6.8 – Controle e Regulagem .................................................................................................... 180 
6.9 – Uso de Motores Eficientes .............................................................................................. 181 
6.10 – Uso de Inversores de Freqüência (VSD) ...................................................................... 182 
6.11 – Rendimentos dos Equipamentos de Condicionamento de Ar ....................................... 183 
6.12 – Troca dos Resfriadores de Líquido ............................................................................... 187 
7 – TERMOACUMULAÇÃO ....................................................................................................190 
7.1 – Introdução ....................................................................................................................... 190 
7.2 – Definição do Problema .................................................................................................... 191 
7.3 – Armazenagem Total e Armazenagem Parcial de Frio .................................................... 193 
 
 
 
 
 
Prof. Osvaldo J. Venturini (UNIFEI/IEM Itajubá – MG) 1
1 – PSICROMETRIA E CLIMATIZAÇÃO DE AMBIENTES 
 
1.1 – Conceitos Básicos 
O ar atmosférico é na verdade uma mistura de vários gases, vapor d’água e inúmeros 
poluentes. Excetuando-se os poluentes, que variam consideravelmente de uma localidade a 
outra, a composição do ar seco é relativamente constante, variando apenas ligeiramente com o 
tempo, localização e altitude. 
 
 
Tabela 1.1: Composição do ar seco. 
Constituinte Massa Molecular Fração em Volume 
Oxigênio 32,000 0,2095 
Nitrogênio 28,016 0,7809 
Argônio 39,944 0,0093 
Dióxido de carbono 44,010 0,0003 
 
 
O ar e o vapor d’água podem ser considerados gases perfeitos porque: 
 A temperatura do ar é elevada em relação à temperatura crítica dos gases que o 
compõem. 
 A pressão de vapor é baixa em relação à pressão de saturação. 
 
O erro incorrido ao se admitir o ar como um gás perfeito para o cálculo de suas 
propriedades é menor do que 0,7%, podendo-se manter esta hipótese para pressões de até 
aproximadamente três atmosferas. Assim, a partir da composição dada na tabela acima, pode-
se escrever: 
 
 TRT
M
R
vp a
a
 (1.1) 
 
Ma = 28,965 (massa molecular do ar seco) 
R = 8314 J/(kgmol-K) = 1545,32 (ft-lbf)/(lbmol-R), constante universal dos gases 
Ra = 287 J/kg-K = 53,352 (ft-lbf)/(lbm-R) 
 
A maioria dos processos de condicionamento de ar envolve na verdade uma mistura de ar 
seco e vapor d’água. A quantidade de vapor d’água pode variar de zero a um máximo 
determinado pela temperatura e pressão da mistura (ar saturado). 
 
 
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Ar saturado: estado de equilíbrio entre o ar úmido e as fases líquida e vapor da água. 
 
M = 18,015 (massa molecular da água) 
Rv = 462 J/kg-K = 85,78 (ft-lbf)/(lbm-R) 
 
A atmosfera padrão (EUA) é definida como: 
 g = 9,807 m/s2 = 32,174 ft/s2 
 T = 15 C = 288,1 K = 59,0 F 
 P = 101,039 kPa = 29,921” Hg (nível do mar) 
 A atmosfera é constituída de ar seco, que se comporta como um gás perfeito. 
 
Nas condições acima, a densidade do ar atmosférico é  = 1,115 kg/m3 = 0,0765 lbm/ft3. 
 
Muitas vezes, a pressão atmosférica padrão é tomada igual a 101,325 kPa (= 14,696 
lbf/m2 = 30” Hg) e a temperatura atmosférica padrão igual a 21C (= 70ºF). A pressão 
atmosférica varia com a altitude e pode ser calculada através da relação 
 
 HbaP  (1.2) 
 
 
Tabela 1.2: Constantes para a equação p = a + b H 
Constante H  1220 m (4000 ft) H > 1220 m (4000 ft) 
SI IP SI IP 
a 101,325 [kPa] 29,92 99,436 [kPa] 29,42 
b - 0,01153 [kPa/m] - 0,001025 - 0,010 [kPa/m] - 0,0009 
 
 
Lei de Gibbs e Dalton: a pressão de uma mistura de gases perfeitos é igual à soma das 
pressões parciais dos constituintes da mistura. 
 
Pode-se então escrever para a pressão do ar úmido: 
 
 vArCOON PPPPPP 222  (1.3) 
 
Como os vários constituintes do ar seco podem ser considerados um único gás, a 
equação acima reduz-se a: 
 
 va PPP  (1.4) 
 
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1.2 – Propriedades do Ar Úmido 
 
1.2.1 – Umidade Relativa 
 
 
P,Tsat
v
x
x
PeTmesmaàsaturadoarnovapordomolarfração
úmidoarnoágua'dvapordomolarfração






 (1.5) 
 
Da hipótese de gases perfeitos, 
 
 
P,Tsat
v
sat
v
sat P
P
P
água'dvapordoparcialpressão








 (1.6) 
 
onde v e sat são ditas densidades absolutas do vapor d’água (massa de água por unidade de 
volume da mistura). A Figura 1-1 ilustra o significado físico da umidade relativa. 
 
 
 
Figura 1-1: Diagrama T – s para o vapor d´água no ar. 
 
 
1.2.2 – Umidade Absoluta 
 
 
vatm
v
v
a
a
v
v
a
aa
vv
pP
P
R
R
P
P
R
R
TR/VP
TR/VP
osecardemassa
água'dvapordemassa
W

 (1.7) 
 
onde: Patm = pressão atmosférica local (pressão barométrica), considerada fixa para cada carta. 
 
Pode-se deduzir a seguinte relação entre  e W: 
 
 
vatm
v
PP
P
622,0W

 (1.8) 
 
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1.2.3 – Grau de Saturação 
 
 
P,TsatW
W
PeTmesmaàsaturadamisturaumadeabsolutaumidade
misturadaabsolutaumidade






 (1.9) 
 
 
1.2.4 – Ponto de Orvalho 
Temperatura de uma mistura saturada à mesma pressão e umidade absoluta que a 
mistura dada. À medida que esta mistura é resfriada à pressão constante, a temperatura a qual 
começa a condensação é o ponto de orvalho (Figura 1-2). Deve-se ressaltar que To, W e Pv 
não são propriedades independentes. 
 
 
Figura 1-2: Diagrama T – s para o vapor d´água no ar e o ponto de orvalho. 
 
1.2.5 – Entalpia 
A entalpia de uma mistura de gases é igual a soma das entalpias dos componentes da 
mistura. Assim, para o ar úmido, a entalpia (H) é igual à soma das entalpias do ar seco (Har) e 
do vapor de água (Hv), como mostra a Eq. (1.10). 
 
 vvararvar hmhmHHH  (1.10) 
 
onde: har entalpia específica do ar seco [J/kg]; 
 hv entalpia específica do vapor de água [J/kg]; 
 mar massa de ar seco na mistura [kg]; 
 mv massa de vapor de água na mistura [kg]. 
 
Dividindo-se a Eq. (1.10) pela massa de ar seco, obtém-se a entalpia específica do ar 
úmido (h). 
 
 varv
ar
v
ar hWhhm
m
hh  [J/kg ar seco] (1.11) 
 
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Tomando como referência a entalpia do ar úmido, h = 0, para a temperatura de zero grau 
Celsius, tem-se: 
 
 
Tchh
Tch
v,plvv
ar,par


 (1.12) 
 
Assim a equação para a entalpia do ar úmido pode ser escrita como segue: 
 
  TchWTch v,plvar,p  (1.13) 
 
onde: ar,pc é o calor específico médio à pressão constante do ar seco; 
 v,pc é o calor específico médio à pressão constante do vapor superaquecido; 
 hlv é o calor latente de vaporização da água. 
 
O calor específico à pressão constante do ar seco varia com a temperatura, mas pode 
ser tomado como um valor médio constante sem incorrer em erros significativos, o mesmo 
acontecendo para o calor específico do vapor superaquecido. Os valores médios para estas 
grandezas são: 
 
 ]kg/kJ[0,2502h]Ckg/kJ[805,1c]Ckg/kJ[004,1c lvv,par,p
oo  
 
  ]C[T805,12502W]C[T004,1h oo  [kJ/kg] (1.14) 
 
Observação: Utilizando a temperatura em oC, pode-se obter também: 
 
  T0,46595WT0,24h  [kcal/kg] 
 
1.2.6 Volume Específico 
O volume específico do ar úmido (v) é definido como a razão entre o volume da mistura 
em m3 e a massa de ar seco em kg, como mostra a Eq. (1.15): 
 
 
vatm
ar
ar
ar
ar PP
TR
P
TR
m
V

v (1.15) 
 
Utilizando a Eq. (1.8) para expressar a pressão parcial do vapor (Pv), obtém-se: 
 
 
atm
ar
P
TR
)W6078,11( v (1.16) 
 
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1.2.7 – Temperatura de Saturação Adiabática 
Percebe-se que o estado do ar úmido não é completamente especificado pela pressão e 
temperatura, exceto em condições de saturação. Isto se dá justamente pelo fato da mistura 
poder conter diferentes quantidades de vapor d’água, sendo então necessário especificar uma 
propriedade adicional, por exemplo, , W ou h. Neste ponto, é pertinente introduzir o conceito 
de saturação adiabática. 
 
 
Figura 1-3: Esquema de um dispositivo de saturação adiabática (Stoecker e Jones, 1985). 
 
 
O saturador adiabático é um dispositivo isolado termicamente da vizinhança e no interior 
do qual uma corrente de ar úmido não saturado à temperatura T1 entra em contato com água 
líquida saturada à temperatura T2, sendo T1 maior do que T2. Parte desta água se evaporará 
para oar, sendo que o calor latente de vaporização será retirado em última instância do próprio 
ar, diminuindo assim a sua temperatura. Se a área de transferência de calor e de massa for 
suficientemente grande, haverá uma única temperatura T2 que se manterá constante e que fará 
com que a mistura gasosa esteja saturada de umidade a esta mesma temperatura na saída do 
saturador. Esta temperatura T2 para a qual  = 100% é então denominada temperatura de 
saturação adiabática, T2*, ou temperatura termodinâmica de bulbo úmido. 
De um balanço de energia para operação em regime permanente do dispositivo 
mostrado, pode-se mostrar que: 
 
 
)hh(
hW)TT(c
W
*
w1,v
*
2,lv
*
2,sat1
*
2ar,p
1


 (1.17) 
 
 
2,v2
2,v*
2,sat PP
P
6219,0W

 (1.18) 
 
Nas equações acima o sobrescrito * refere-se a condições de saturação adiabática. 
Assim, tem-se: 
 
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*
2
*
2,sat
*
2
*
w
*
2
*
w
*
2,v
*
lv
TatemperaturàsaturadoardoabsolutaumidadeW
Tatemperaturàlíquidaáguadaentalpiah
Tatemperaturàáguadaovaporizaçãdeentalpiahhh



 
 
Percebe-se então que W1 é função de T1, P1, P2 e T2* de modo que a temperatura T2* 
poderia ser usada para se especificar completamente o estado do ar úmido. Todavia, o 
saturador adiabático também não é uma maneira prática de se determinar T2* porque ele 
deveria ser infinitamente longo na direção do escoamento. O psicrômetro (Figura 1-4) é um 
dispositivo prático utilizado para se substituir o saturador adiabático. Este dispositivo consiste 
basicamente de dois termômetros, um dos quais tem o bulbo coberto por um algodão 
embebido em água conforme esquematizado na Figura 1-5. As temperaturas indicadas por 
estes dois termômetros são então chamadas de temperatura de bulbo seco, Tbs, e temperatura 
de bulbo úmido, Tbu. A temperatura Tbs corresponde à temperatura T1 do saturador adiabático 
enquanto Tbu é uma aproximação de T2*. As pressões P1 e P2 correspondem à pressão 
barométrica ou à pressão total da mistura, admitida constante ao longo do dispositivo. 
 
 
Figura 1-4: Um psicrômetro instalado em um duto (McQuiston e Parker, 1994). 
 
 
O erro (Tbu - T2*) é menor do que 0,27C para o ar úmido desde que as seguintes 
condições sejam cumpridas: 
 Temperaturas atmosféricas acima de 0 C; 
 Tbs – Tbu  11 C; 
 Ausência de fontes atípicas de radiação; 
 V  0,5 m/s; 
 O termômetro de bulbo úmido não está envolvido por nenhuma blindagem protetora. 
 
 
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Figura 1-5: Termômetros de bulbo seco e de bulbo úmido. 
 
Portanto, para a maioria dos problemas de engenharia a temperatura de bulbo úmido 
obtida de um psicrômetro instalado e operado adequadamente pode ser utilizada em 
substituição à temperatura de saturação adiabática. 
 
1.3 – A Carta Psicrométrica 
Em 1911, Willis H. Carrier publicou a primeira carta psicrométrica, um diagrama 
desenvolvido com base em relações entre as propriedades do ar úmido. Em 1983, R. W. 
Hyland e A. Wexler publicaram fórmulas baseadas na escala termodinâmica de temperatura 
que constituíram o alicerce para a determinação das propriedades termodinâmicas do ar úmido 
relacionadas no ASHRAE Handbook, Fundamentas Volume (ASHRAE, 1993). 
A carta psicrométrica, como a conhecemos atualmente, é uma representação gráfica das 
propriedades do ar úmido desenvolvida para facilitar os cálculos de engenharia. As cartas 
psicrométricas são baseadas em dados termodinâmicos precisos, incluindo-se aqui a 
temperatura de saturação adiabática em vez da temperatura de bulbo úmido e relaxando-se a 
hipótese de gases perfeitos. Podem ser observadas as seguintes características da cartas 
psicrométricas (ver cópias das cartas fornecidas): 
 Eixo horizontal: temperatura de bulbo seco. 
 As linhas de temperatura de bulbo seco são retas mas não exatamente paralelas, 
inclinando-se ligeiramente para a esquerda. 
 Eixo vertical direito: umidade absoluta (escala uniforme com linhas horizontais). 
 A linha de saturação aparece à esquerda, uma linha curva com a concavidade 
voltada para cima. 
 As temperaturas de bulbo seco, de bulbo úmido e de orvalho de mesmo valor 
convergem para um mesmo ponto sobre a linha de saturação. 
 As linhas de umidade relativa constante têm formato semelhante àquele da curva de 
saturação e apresentam-se regularmente espaçadas desta. 
 
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 A escala para a entalpia é desenhada obliquamente do lado esquerdo da carta, 
sendo as linhas de entalpia constante inclinadas para baixo, à direita. 
 Embora as linhas de temperatura de bulbo úmido constante pareçam coincidir com 
as linhas de entalpia, elas não são paralelas umas às outras, divergindo 
gradualmente. 
 O espaçamento entre as linhas de temperatura de bulbo úmido constante não é 
uniforme. 
 As linhas de volume específico constante apresentam-se inclinadas de um ponto 
superior à esquerda até um ponto inferior à direita e não são paralelas umas às 
outras. 
 Um “transferidor” com duas escalas aparece no canto superior esquerdo: uma escala 
dá a fração de calor sensível do calor total transferido em um processo e a outra dá a 
razão entre a variação de entalpia e a variação de umidade absoluta. 
 Os valores de entalpia, volume específico e umidade absoluta são todos referidos à 
unidade de massa do ar seco. 
 
Embora as cartas psicrométricas ainda sejam amplamente utilizadas em vários aspectos 
dos projetos em RAVA, a disponibilidade de programas computacionais para se determinar as 
propriedades do ar úmido veio facilitar vários dos cálculos envolvidos. Programas 
computacionais têm ainda a vantagem adicional de se poder facilmente considerar qualquer 
pressão da mistura. 
 
 
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Figura 1-6: Carta psicrométrica para o nível do mar. 
 
10
20
30
40
506070809010
0
11
0
12
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SECA TEMPERATURA DE BULBO - °C
24681012141618202224262830
1
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RELAÇÃO DA UMIDADE - UMIDADE DOS GRAMAS POR O AR SECO DO QUILOGRAMA
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0,5
0,60,
7
0,
8
-5
,0
-2
,0
0,0
1,0
2,0
2,5
3,0
4,0
5,0
10,0
- 

C
A
L
O
R
 S
E
N
S
IB
L
E
Q
s
T
O
T
A
L
IZ
E
 O
 C
A
L
O
R
Q
t
 
 
E
N
T
H
A
L
P
Y
H
U
M
ID
IT
Y
 R
A
T
IO

h

W
 
Prof. Osvaldo J. Venturini (UNIFEI/IEM Itajubá – MG) 11
 
 
 
Figura 1-7: Carta psicrométrica para a cidade de São Paulo (760 m). 
 
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1.4 – Processos Clássicos Envolvendo o Ar Úmido 
As leis de conservação básicas são: 
 Lei da conservação da massa 
 Lei da conservação da energia ou primeira lei da termodinâmica 
 
Os processos envolvendo o ar úmido podem ser facilmente entendidos mediante a sua 
representação na carta psicrométrica. 
 
1.4.1 – Aquecimento ou Resfriamento Sensível 
 
 
Figura 1-8: Processos de aquecimento e resfriamento sensível. 
 
 Variação somente da temperatura de bulbo seco 
 Umidade absolutaconstante (linha horizontal na carta psicrométrica) 
 Estes processos ocorrem em um trocador de calor 
 
Em condições de regime permanente, 
 
 2ars1ar hmqhm   (1.19) 
 
Obs.: os resultados para qs são sempre positivos, sendo o sentido do fluxo de calor indicado 
pelos termos aquecimento ou resfriamento. 
 
Da hipótese de gás perfeito, a equação acima pode ser rescrita: 
 
 )TT(cmq 21pas   )1.20) 
 
 v,par,pp cWcc  )1.21) 
 
Na faixa de temperaturas de interesse, 
 
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C.kg/kJ0,1c opa  Ckg/kJ86,1c
o
pv  
W  0,01 kg/kg-ar 
 
Logo: C.kg/kcal243,0Ckg/kJ02,1c oop  
 
 
1.4.2 – Resfriamento e Desumidificação 
Este processo é realizado em serpentinas de resfriamento e desumidificação conforme 
mostrado na Figura 1-9. 
 
 
 
Figura 1-9: Processo de resfriamento e desumidificação do ar. 
 
 
Quando o ar úmido é resfriado até uma temperatura abaixo do seu ponto de orvalho, 
parte do vapor d’água se condensa e deixa a corrente de ar. De um balanço de massa e 
energia, pode-se deduzir a equação: 
 
 )hh(mh)WW(m)hh(mq 21arw21ar21ar   (1.22) 
 
 )WW(mm 21arw   (1.23) 
 
A transferência total de calor dada acima pode ser imaginada ocorrendo em dois 
processos não simultâneos: 
 
 Retirada de calor latente à temperatura constante T1 
 
 lv21ara1arl h)WW(m)hh(mq   (1.24) 
 
 Retirada de calor sensível à umidade absoluta constante 
 
 )TT(cm)hh(mq 21par2aars   (1.25) 
 
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Obviamente, 
 
 sl qqq  (1.26) 
 
Define-se neste ponto o fator de calor sensível - FCS (sensible heat factor - SHF): 
 
 
ls
s
qq
q
FCS

 (1.27) 
 
 
1.4.3 – Aquecimento e Umidificação 
Neste processo, o ar recebe calor sensível e latente como mostrado na Figura 1-10. 
 
 
Figura 1-10: Vista esquemática de um dispositivo de aquecimento e 
umidificação do ar (McQuiston e Parker, 1994). 
 
Este é um processo requerido durante os meses de inverno nos países frios. Mais uma 
vez, de um balanço de massa e energia, 
 
 2arww1ar hmhmqhm   (1.28) 
 
 WmmWm arw1ar   (1.29) 
 
de onde obtém-se: 
 
 w
w12
12 h
m
q
W
h
WW
hh







 (1.30) 
 
Embora a equação acima represente uma linha reta conectando os estados inicial e final 
na carta psicrométrica, na prática o processo é dividido em duas etapas, 1-a e a-2, como 
mostrado na Figura 1-11. 
 
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Figura 1-11: Processo típico de aquecimento e umidificação do ar (McQuiston e Parker, 1994). 
 
 
1.4.4 – Umidificação Adiabática 
O ar pode ser umidificado sem que lhe seja transferido grandes quantidades de calor 
sensível (Figura 1-12), fazendo-o passar sobre uma bandeja de água quente ou simplesmente 
pela injeção direta de água quente ou vapor. A água deve ser aquecida durante o processo a 
fim de fornecer o calor latente necessário para a sua evaporação. 
 
 
Figura 1-12: Umidificação adiabática do ar. 
 
 
Para a adição de umidade ao ar sem a adição de calor, tem-se um caso especial do 
processo anterior (q = 0) e a equação correspondente é: 
 
 w
12
12 h
W
h
WW
hh






 (1.31) 
 
As várias direções possíveis para este processo não mostradas na Figura 1-13: 
 Linha vertical (ar apenas umidificado): a água injetada encontra-se na condição de 
vapor saturado à temperatura de bulbo seco da corrente de ar, Tbs. 
 Linha oblíqua à direita (ar aquecido e umidificado): a entalpia da água injetada é 
maior do que a entalpia do vapor saturado a Tbs. 
 
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 Linha oblíqua à esquerda (ar resfriado e umidificado): a entalpia da água injetada é 
menor do que a entalpia do vapor saturado a Tbs. 
 Linha Tbu = constante (ar resfriado e umidificado): água líquida é injetada à 
temperatura de bulbo úmido da mistura, Tbu. 
 
 
Figura 1-13: Processos de umidificação adiabática do ar (McQuiston e Parker, 1994). 
 
 
1.4.5 Aquecimento e Desumidificação. 
Quando o ar passa por um desumidificador químico o vapor de água é absorvido ou 
adsorvido por uma substância higroscópica, como por exemplo, a sílica gel, a alumina ativada 
e o cloreto de cálcio ou lítio. No caso ideal o processo ocorre adiabaticamente, portanto a 
entalpia do ar se mantém constante. Assim, desde que a umidade absoluta do ar é reduzida, a 
sua temperatura deve aumentar, como mostrado no processo 1-2 da Figura 1-14. 
 
 
Figura 1-14: Desumidificação Química. 
 
 
No processo real, há um aumento de entalpia e, portanto o estado final do ar corresponde 
ao 2’ da Figura 1-14. Este aumento de entalpia ocorre porque o calor liberado durante o 
processo de absorção ou adsorção é maior que o calor latente de condensação do vapor de 
 
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água, e também porque na prática os materiais utilizados nestes desumidificadores cedem ao 
ar uma parte do calor absorvido durante seu processo de regeneração. 
 
1.4.6 – Mistura Adiabática de Duas Correntes de Ar Úmido 
 
 
Figura 1-15: Mistura adiabática de duas correntes de ar úmido. 
 
 
Em condicionamento de ar é bastante comum a mistura de duas correntes de ar. Este 
processo normalmente se dá adiabaticamente e em condições de regime permanente. De um 
balanço de energia e de um balanço de massa para o ar seco e o vapor d’água, obtém-se: 
 
 
2,ar
1,ar
13
32
13
32
m
m
WW
WW
hh
hh








 (1.32) 
 
 
 
Figura 1-16: Processo de mistura adiabática de duas correntes 
de ar úmido (McQuiston e Parker, 1994). 
 
 
O estado final das correntes misturadas localiza-se em um ponto intermediário sobre uma 
linha reta ligando os estados 1 e 2. O comprimento dos vários segmentos é proporcional às 
massas de ar misturado da seguinte maneira (Figura 1-16): 
 
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12
13
m
m
;
12
32
m
m
;
13
32
m
m
3,ar
2,ar
3,ar
1,ar
2,ar
1,ar 






 
 
Embora a rigor devam-se usar vazões em massa, resultados aproximados podem ser 
obtidos utilizando-se vazões volumétricas. 
 
 
1.5 – Climatização de Ambientes 
1.5.1 – Sistema de Climatização Típico 
Um sistema de condicionamento de ar envolve uma combinação adequada dos 
processos estudados acima. A combinação específica utilizada depende do objetivo final, 
notadamente se climatização para verão ou inverno. Dentro destas divisões, particularidades 
do clima de uma dada região podem exigir a inclusão de algum processo psicrométrico 
específico. 
Um sistema de climatização típico é mostrado na Figura 1-17. Podem ser observados os 
dutos para transporte do ar e o equipamento condicionador propriamente dito. Os principais 
elementos deste último são: ventiladores, serpentinas de resfriamento e de aquecimento, 
filtros, umidificador, venezianas para controle da vazão (dampers) e difurores. 
 
 
Figura 1-17: Vista esquemática de um sistema de condicionamento de ar típico. 
 
 
Podem também ser definidas as seguintes vazões: 
 INSV
 Vazão de ar suprido ao ambiente climatizado que passou por processos de 
condicionamento. 
 
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 INFV
 Vazão não intencional de ar externo para o interior do ambiente climatizado 
através de frestas, portas e janelas. 
 RETV
 Vazão de ar conduzido pelo sistema de condicionamento para fora do 
ambiente climatizado. 
 EXFV
 Vazão não intencional de ar interno para o exterior do ambiente climatizado 
através de frestas, portas e janelas. 
 EXAV
 Vazão de ar para o exterior do ambiente através de chaminés, lareiras, 
sistemas de ventilação local exaustora, etc. 
 RECV
 Vazão de ar removida do ambiente condicionado que se pretende reutilizar 
como parte do ar suprido. 
 ALVV
 Vazão de ar removida do ambiente climatizadoe descarregada na atmosfera 
para dar lugar à vazão de ar fresco. 
 RENV
 Vazão de ar fresco da atmosfera externa, admitida livre de contaminantes, 
requerida pelos ocupantes para compensar as vazões de exaustão, alívio e 
exfiltração. 
 
Define-se ainda: 
 
 VENV
 Fração do ar suprido ao ambiente composta de ar externo mais ar recirculado 
devidamente tratado. 
 
Em alguns casos, a vazão de ar de ventilação requerida para se manter a qualidade do 
ar interno pode ser menor do que a vazão de ar suprido devido a exigências de conforto 
(manutenção da temperatura e umidade). Em outros casos, a vazão mínima de ar suprido é 
fixada por requerimentos de ventilação para se manter a qualidade do ar interno. 
Aplicando-se a equação da continuidade a um VC em torno do ambiente climatizado e 
admitindo-se um valor constante para a densidade do ar: 
 
 EXAEXFRETINFINST VVVVVV
  (1.33) 
 
 
1.5.2 – Condicionamento de Ar no Verão 
 
A seguir, é feito um exemplo de condicionamento de ar típico do verão. 
 
 
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Exemplo 1-1: Um dado espaço deve ser mantido a Tbs = 25,5 ºC e Tbu = 18,5 ºC. O ganho de 
calor total pelo espaço é de 5 TR, dos quais 3,5 TR sob a forma de calor sensível. A vazão de 
ar externo requerida pelos ocupantes é de 850 m3/h, cuja temperatura e umidade relativa são 
32 ºC e 55%, respectivamente. Determinar a vazão e o estado do ar suprido ao espaço 
climatizado e a capacidade requerida do equipamento de resfriamento e desumidificação. 
 
Solução: 
Dado – Espaço a ser condicionado durante o verão cuja carga térmica é conhecida. 
 
Incógnitas – (a) VINS = V2; (b) Estado no ponto 2; (c) qc 
 
Esboço – Da observação da figura abaixo, pode-se afirmar o seguinte: 
 
 
 
Figura 1-18: Vista esquemática do sistema de resfriamento e desumidificação 
do ar do Exemplo 1-1 (McQuiston e Parker, 1994). 
 
 Para fins de projeto, o ponto 3 corresponde às condições a serem mantidas no espaço 
climatizado, Tbs = 25,5 ºC (78ºF) e Tbu = 18,5 ºC (65ºF). Isto é, o ar ambiente no estado 2, 
após receber a carga térmica q = 5 TR (60.000 Btu/h), não deve ultrapassar o limite 
estipulado. 
 O ponto 2 corresponde então ao estado do ar suprido ao ambiente climatizado, resfriado e 
desumidificado a temperaturas de bulbo seco e úmido abaixo daquelas estipuladas acima 
já que absorverá ainda as cargas sensível e latente. 
 A introdução de ar fresco no ponto 0 se deve à necessidade de se manter uma 
porcentagem mínima de oxigênio requerida pelos ocupantes bem como de se limitar a 
concentração de poluentes abaixo de valores máximos prescritos por normas técnicas. 
Porém, esta vazão de ar deve ser a menor possível a fim de se minimizar o consumo de 
energia para condicionamento. 
 A utilização de ar de recirculação, ponto 4, visa também diminuir o consumo de energia. 
Obviamente, quanto maior esta vazão, maior a redução no consumo. 
 
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Hipóteses: 
1. Transferências de calor nos dutos desprezíveis; 
2. Ganhos de calor dos ventiladores desprezíveis; 
3. Operação em regime permanente; 
4. O processo de mistura das correntes 0 e 4 se dá adiabaticamente; 
5. Nível do mar; 
6. As infiltrações de ar no ambiente condicionado são desprezíveis; 
7. Contaminação no ambiente admitida desprezível. 
 
Análise: 
De um balanço de energia para um VC em torno do ambiente climatizado, pode-se determinar 
a vazão de ar necessária no ponto 2 de modo a se manter as condições estipuladas para o 
ponto 3. Obviamente, esta vazão é dependente das condições fixadas para o ponto 2, que por 
sua vez são função das características operacionais do equipamento, da qualidade desejada 
para o ar interno e do nível de conforto requerido pelos ocupantes. Uma regra prática bastante 
utilizada por projetistas de sistemas de ar condicionado é fazer a umidade relativa do ponto 2 
igual a 90%. Tem-se, portanto, das equações da energia e da continuidade: 
 
 3322 hmqhm ,ar,ar   23 ,ar,ar mm   
 
de onde: 
23
22 hh
q
mm ,ar,ar 
  
 
Da carta psicrométrica, h3 = 53 kJ/kg-ar. A fim de se fixar o estado 2, determina-se FCS: 
 
700
05
53
,
,
,
Q
Q
FCS
T
S  
 
e o estado 2 se situa sobre o cruzamento da linha definida por este valor de FCS, partindo-se 
do ponto 3, e a umidade relativa de 90% (ver Figura 1-19). Logo, h2 = 32,0 kJ/kg-ar e v2 = 0,842 
m3/kg-ar. O estado 2 está assim fixado. O segmento 23 é denominado curva de carga do 
recinto e representa o processo de aquecimento e umidificação do ar ao percorrer o recinto. 
 
Pode-se agora determinar a vazão de ar no ponto 2: 
 
 s/kg,
kg/kJ),,(
TR/kW,xTR
m
.
a 860033053
5135
2


 
 
 
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 h/ms/m,,x,vmV ,ar
33
222 260672408420860   
 
A linha conectando os pontos 1 e 2 representa o processo de resfriamento e desumidificação 
do ar, admitindo-se mais uma vez não haver ganhos de calor nos dutos entre os pontos 1’ e 2. 
Realizando-se um balanço de energia e de massa em um VC em torno da unidade de 
condicionamento, 
 
C,ar,ar qhmhm  2211  21 ,ar,ar mm  
 
logo: C,ar,ar qhmhm  2211  
 
A fim de se determinar a capacidade da unidade de resfriamento e desumidificação, o estado 1 
deve então ser determinado. Para tal, faz-se a análise do processo de mistura das correntes 0 
e 4, sendo o estado 0 conhecido (Tbs =32 ºC (90ºF) e 55%). Portanto, 
 
 kg/m,vqualna
v
V
m ,ar
3
0
0
0
0 8880

 
 
 s/kg,h/kg
,
m ,ar 2709578880
850
0  
 
A equação da continuidade aplicada a um VC em torno do misturador resulta em 
 
 2140 ,ar,ar,ar,ar mmmm   
 
 s/kg,,,mmm ,ar,ar,ar 590270860024   
 
Admitindo-se que este processo de mistura se dê adiabaticamente e desprezando-se 
quaisquer perdas nos dutos entre os pontos 3 e 4, pode-se escrever: 
 
 
 3130
860
270
30
31
1
0 ,
,
,
m
m
,ar
,ar 


 30313031 x, 
 
 
e o ponto 1 pode ser localizado graficamente na carta psicrométrica. São obtidos os valores 
Tbs,1 =27,2 ºC e Tbu,1 = 21,8 ºC. Da carta psicrométrica, h1 = 60,0 kJ/kg-ar e pode-se calcular a 
capacidade de refrigeração requerida do equipamento. Sendo esta dada por: 
 
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Figura 1-19: Representação dos processos psicrométricos do Exemplo 1-1 
(McQuiston e Parker, 1994). 
 
 
 TR,kW,)(,qC 6162233360860  
 
 
A linha paralela à linha 12 no transferidor mostra para a serpentina de resfriamento FCS = 0,58. 
Então, 
 
 TR,,x,q sens,C 833616580  
 
 TR,,,q laten,C 772833616  
 
Comentário: 
A capacidade qC, denominada carga de refrigeração da serpentina, difere da carga térmica do 
ambiente devido à parcela de resfriamento correspondente à vazão de ar externo, utilizada 
para renovação. 
No exemplo acima, os ganhos de calor dos ventiladores foram desprezados; todavia, toda a 
potência adicionada aos ventiladores se manifesta sob a forma de calor sensível adicionado ao 
ar, como se calor lhe fosse transferido diretamente. Mais ainda, o ganho de calor ao longo dos 
dutos de insuflamento e retorno pode não ser desprezível. Por conseguinte, uma 
representação mais realista das transformações termodinâmicas por que passa o ar no sistema 
da Figura 1-18 é como dado na Figura 1-20. Admitiu-se aqui que toda a potência do ventilador 
de insuflamento já se transformou em energia interna do ar quando este é introduzido no 
ambiente climatizado, ponto 2. Analogamente, admitiu-se que o ganho de calor ao longo dos 
dutos entre os pontos 3 e 4 e o ganho de calor do ventilador de retorno já se manifestaram 
integralmente como um aumento da energia sensível do ar quando este atinge a caixa de 
 
Prof. Osvaldo J. Venturini (UNIFEI/IEM Itajubá – MG) 24
mistura. Deve-se enfatizar que a curva de carga do recinto é a mesmade antes, quando se 
desprezaram estes ganhos de calor, pois é determinada por condições de projeto para o 
ambiente climatizado. Porém, a capacidade requerida da serpentina aumentou: o segmento 1-
1´ é maior do que o segmento 1-2 do exemplo acima justamente devido a estes ganhos de 
calor. 
 
 
Figura 1-20: Processos psicrométricos do Exemplo 1-1 mostrando os efeitos dos ganhos de 
calor dos ventiladores e ao longo dos dutos (McQuiston e Parker, 1994). 
 
 
1.5.3 – Fator de Desvio e Fator de Contato da Serpentina 
Uma abordagem alternativa para a análise da serpentina do Exemplo 1-1 utiliza o assim 
chamado fator de desvio da serpentina (coil bypass factor). Pode-se observar na Figura 1-19 
que a extensão da linha 1-2 (curva de carga da serpentina) intercepta a curva de saturação no 
ponto d, chamado ponto de orvalho da serpentina ou ADP (apparatus dew point temperature). 
Este ponto dá uma indicação da temperatura média da superfície externa da serpentina 
necessária para a remoção das cargas sensível e latente de todo o ar que flui por ela (ar 
externo mais ar recirculado). 
Porém, em um escoamento real nem toda a massa que flui entra em contato direto com a 
superfície que a contém. Uma fração do escoamento entra em contado físico com esta 
superfície e outra fração jamais o faz. Assim sendo, pode-se imaginar o escoamento de ar pela 
serpentina conforme mostrado na Figura 1-21. Considera-se aqui que uma fração do 
escoamento entra em contato direto e uniforme com a serpentina de resfriamento e se resfria 
de acordo com um processo ideal, deixando-a na temperatura Td. A outra fração do 
escoamento não sofre resfriamento algum porque é desviada completamente da serpentina (ar 
desviado ou “ar de by-pass”); isto é, esta fração permanece à temperatura T1. 
 
Prof. Osvaldo J. Venturini (UNIFEI/IEM Itajubá – MG) 25
O estado final do ar (ponto 2) é então o resultado da mistura adiabática de duas correntes 
hipotéticas, a corrente de ar resfriada à temperatura Td e a corrente de ar que permaneceu à 
temperatura T1. Define-se então o fator de desvio da serpentina (“fator de by-pass”), b, ou 
ainda BF, como: 
 
 
 
Figura 1-21: Escoamento hipotético por uma serpentina 
mostrando a fração desviada. 
 
 
 
d1
d2
d1
d2
ar
b,ar
TT
TT
hh
hh
m
m
b








 (1.34) 
 
O fator de contato da serpentina é o complemento do fator de desvio, isto é, 
 
 
d1
21
d1
21
TT
TT
hh
hh
b1





 (1.35) 
 
A taxa de transferência de calor sensível da serpentina pode então ser escrita: 
 
 )b1)(TT(cm)TT(cmq d1pa21pacs   (1.36) 
 
O fator de desvio depende das características da serpentina de resfriamento e 
desumidificação e das suas condições de operação. Pode-se dizer que: 
 
1. A diminuição da superfície externa de troca de calor (número de tubos e 
espaçamento entre as aletas) provoca um aumento do fator de desvio; 
2. A diminuição da velocidade do ar provoca uma diminuição do fator de desvio já que 
aumenta o tempo de contato entre o ar e as superfícies de troca térmica. 
 
As tabelas abaixo mostram o fator de desvio para serpentinas de resfriamento e 
desumidificação comerciais. Quanto menor o fator de desvio, maior o número de filas e, 
portanto, mais cara a serpentina e maior a sua perda de carga. Valores práticos de b situam-se 
na faixa de 0,1 a 0,2. 
 
Prof. Osvaldo J. Venturini (UNIFEI/IEM Itajubá – MG) 26
 
Tabela 1.3: Fatores de by-pass de serp. de resfriamento e desumidificação (Pizzeti, 1970). 
Número de Filas 
Velocidade Frontal (m/s) 
1,5 2,0 2,5 3,0 
Fatores de bypass 
1 0,61 0,63 0,65 0,67 
2 0,38 0,40 0,42 0,43 
3 0,23 0,25 0,27 0,29 
4 0,14 0,16 0,18 0,20 
5 0,09 0,10 0,11 0,12 
6 0,05 0,06 0,07 0,08 
7 0,03 0,04 0,05 0,06 
8 0,02 0,02 0,03 0,04 
Diâmetro exterior do tubo = 16 mm 
315 aletas onduladas por metro linear 
Relação superfície externa/interna = 12,3 
 
 
Tabela 1.4: Fatores de bypass de serp. de resfriamento e desumidificação (Pizzeti, 1970). 
Número de 
Filas 
Velocidade Frontal (m/s) 
1,5 2,0 2,5 3,0 
Fatores de bypass 
1 0,48 0,52 0,56 0,59 
2 0,23 0,27 0,31 0,35 
3 0,11 0,14 0,18 0,20 
4 0,05 0,07 0,10 0,12 
5 0,03 0,04 0,06 0,07 
6 0,01 0,02 0,03 0,04 
Diâmetro exterior do tubo = 16 mm 
552 aletas onduladas por metro linear 
Relação superfície externa/interna = 21,5 
 
 
Exemplo 1-2: Determinar o fator de by-pass da serpentina do Exemplo 1-1. 
 
Solução: Da carta psicrométrica, o ponto de orvalho da serpentina obtido é 8,0 ºC. Logo, 
 
 T1 = 27,2 ºC T2 = 12,2 ºC Td = 8,0 ºC 
 
 
 2180
08227
08212
1
2 ,
,,
,,
TT
TT
b
d
d 





 o fator de contato (c) será: 78201 ,bc  
 
 
Prof. Osvaldo J. Venturini (UNIFEI/IEM Itajubá – MG) 27
 
1.6 – Exercícios Propostos 
1. Comparar o valor tabelado para o volume específico do vapor saturado a 25 C com o valor 
obtido tratando-se o vapor como gás perfeito. Em condições de não saturação, a 
concordância é melhor ou pior? Por quê? 
2. Utilizando as relações de gás perfeito, calcular o valor da umidade absoluta, entalpia e 
volume específico para o ar saturado a uma atmosfera padrão e 20 C. 
3. Refazer o problema anterior para um local a uma elevação de 1600 m. 
4. Representar no domo termodinâmico T – v as transformações sofridas pelo vapor d’água 
do ar atmosférico durante os seguintes processos de condicionamento: 
(a) aquecimento ou resfriamento simples; 
(b) resfriamento até o ponto de orvalho; 
(c) resfriamento abaixo do ponto de orvalho (resfriamento e desumidificação do ar úmido); 
(d) umidificação adiabática (considerar os quatro casos distintos). 
5. As condições internas de um ambiente são Tbs = 21 C,  = 50 % e P = 1 atm. A 
temperatura da superfície interna das janelas é 4,5 C. Haverá ou não condensação do 
vapor d’água nas janelas? 
6. Ar atmosférico a 29 C e 60% de umidade relativa é comprimido até 415 kPa (pressão 
absoluta), quando então sofre um resfriamento intermediário antes de entrar para o 
segundo estágio de compressão. Qual é a temperatura mínima a que o ar pode ser 
resfriado sem que haja condensação? 
7. Ar saturado a 7 C é inicialmente aquecido e em seguida saturado adiabaticamente. Este ar 
saturado é então aquecido a 41 C e 30% de umidade relativa. A que temperatura deve se 
aquecer o ar inicialmente? 
8. Um ambiente a ser climatizado tem uma carga térmica calculada de 34270 kcal/h, dos 
quais 27720 kcal/h são calor sensível. O espaço deve ser mantido a 24 C e 50% de 
umidade relativa. Traçar a linha de condicionamento deste ambiente na carta psicrométrica. 
10. Ar é resfriado de 23,8 ºC bs e 21 ºC bu até estar saturado a 12,8 ºC. Determinar: 
(a) a umidade removida de cada libra de ar seco; 
(b) o calor removido para se condensar esta umidade; 
(c) o calor sensível removido; 
(d) o calor total removido. 
11. Ar fluindo em um duto possui Tbs = 25 ºC e Tbu = 18,5 ºC. Determinar a entalpia, volume 
específico, umidade absoluta e umidade relativa em Unidades SI. 
 
Prof. Osvaldo J. Venturini (UNIFEI/IEM Itajubá – MG) 28
12. No problema anterior, o ar é aquecido a uma temperatura de 43 ºC. Utilizando mais uma 
vez as cartas psicrométricas, determinar a taxa de transferência de calor para V = 6780 
m3/h se o ar está escoando no estado 1. Dar a resposta em unidades inglesas e métricas. 
13. Ainda no Problema 11, uma vazão V = 6780 m3/h de ar é resfriada até 10 ºF e 90% de 
umidade relativa. Utilizar mais uma vez as cartas psicrométricas para determinar, em 
unidades inglesas e métricas, o seguinte: 
(a) a taxa total de troca de calor; 
(b) o calor sensível trocado; 
(c) o fator de calor sensível, SHF. 
14. Ar a 38 C bs e 18 C bu é umidificado adiabaticamente com vapor. O vapor suprido 
contém 20% de umidade (título igual a 80%) e sua pressão é 14,7 psia (101,3 kPa). Se o ar 
for umidificado até 60% de umidade relativa, qual será a sua temperatura de bulbo seco? 
Admitir pressãoao nível do mar. 
15. Ar a 10 C bs e 5 C bu é misturado com ar a 25 C bs e 18 C em um processo em regime 
permanente à pressão atmosférica. As vazões volumétricas são 10 m3/s e 6 m3/s, 
respectivamente. Determinar o estado do ar misturado utilizando: 
(a) as relações deduzidas a partir das leis de conservação; 
(b) a carta psicrométrica. 
16. Refazer o problema anterior utilizando a carta psicrométrica, admitindo que as condições da 
mistura possam ser calculadas tomando-se por base vazões volumétricas em vez de 
vazões mássicas. Qual é o erro percentual na entalpia da mistura e na umidade absoluta? 
17. Um saguão deve ser mantido a 25 C bs e 18 C bu. A pressão barométrica é 101,3 kPa. A 
carga térmica do ambiente é 58,6 kW de calor sensível e 58,6 kW de calor latente. A 
temperatura do ar suprido ao ambiente não pode ser menor que 18 C bs. Determinar: 
(a) a vazão mássica necessária; 
(b) a temperatura de bulbo úmido do ar suprido. 
 
 
 
 
29
2 – CONFORTO TÉRMICO E QUALIDADE DO AR DE INTERIORES 
2.1 – Conforto Térmico 
São inúmeras as variáveis que afetam a nossa sensação de bem-estar térmico (Figura 
2-1). Do ponto de vista do projetista do sistema de ar condicionado, são pertinentes as 
variáveis ambientais, isto é, a temperatura de bulbo seco, a umidade relativa e a velocidade do 
ar e a temperatura das superfícies que compõem o ambiente. Destas, a temperatura de bulbo 
seco e a umidade relativa são as variáveis diretamente controladas pelos processos 
psicrométricos de condicionamento estudados no capítulo anterior. Assim sendo, define-se: 
 
Conforto Térmico: condições ambientais de temperatura e umidade que proporcionam 
sensação de bem-estar às pessoas que ali estão. 
Metabolismo: processo pelo qual o corpo converte a energia dos alimentos em calor e 
trabalho. 
 
 
Figura 2-1 - Fatores que afetam o conforto térmico. 
 
O calor que é gerado continuamente pelo corpo deve ser eliminado a fim de que a 
temperatura interna se mantenha constante. A energia total, M, produzida no interior do corpo é 
dissipada da seguinte maneira: 
 Trabalho externo realizado pelos músculos, W; 
 Dissipação de calor sensível através da porção exposta da pele e roupas por 
convecção e radiação, C + R; 
 Dissipação de calor latente através da transpiração, Lrsw, e da difusão de umidade 
pela pele, Ldiff; 
 
 
 
30
 Dissipação de calor sensível por meio da respiração, Cresp; 
 Dissipação de calor latente devida à respiração, Lresp. 
 
Em condições de regime permanente, 
 
 )LC()LL(RCWM resprespdiffrsw  (2.1) 
 
 
A taxa de liberação de calor pelo corpo humano varia muito em função da atividade física 
desenvolvida. A Figura 2-2 dá alguns exemplos; uma lista mais completa pode ser encontrada 
na Tabela 48, pág. 1-94 de Carrier (1990). Este calor representa uma parcela muitas vezes 
importante da carga térmica de resfriamento de um sistema de ar condicionado. 
 
 
Figura 2-2 – Atividades físicas e respectivo metabolismo (Lamberts et al., 1997). 
 
 
Embora nem todos os fatores que afetam o conforto sejam completamente entendidos, 
sabe-se que o conforto é diretamente afetado pelos seguintes fatores: 
 
 Temperatura; 
 Umidade; 
 Circulação do ar; 
 Radiação de superfícies vizinhas; 
 Odores; 
 Poeira; 
 Ruído. 
 
 
 
31
Um sistema de ar condicionado deve controlar diretamente quatro parâmetros 
ambientais: 
1. Temperatura do ar (bulbo seco); 
2. Temperatura das superfícies circundantes; 
3. Umidade do ar; 
4. Velocidade do ar. 
 
A temperatura do ar é facilmente medida enquanto a umidade do ar pode ser descrita, 
para uma dada pressão, utilizando-se termos definidos em psicrometria. Estes incluem a 
temperatura de bulbo úmido e de orvalho, que podem ser medidas diretamente, e a umidade 
relativa, que deve ser determinada indiretamente a partir das variáveis medidas diretamente. A 
velocidade do ar pode ser medida diretamente e, até certo ponto, estimada dos conceitos 
teóricos desenvolvidos em mecânica dos fluidos. 
A temperatura das superfícies circundantes está diretamente relacionada com as trocas 
radiantes entre uma pessoa e a sua vizinhança. O parâmetro básico utilizado para descrever 
as condições de troca radiante em um espaço condicionado é a temperatura radiante média, 
definida a seguir. 
 
Temperatura radiante média: temperatura superficial uniforme de um invólucro negro 
imaginário com o qual a pessoa trocaria a mesma quantidade de calor por radiação que aquela 
trocada com o invólucro real. 
 
O instrumento mais comumente utilizado para se medir a temperatura radiante média é o 
termômetro de globo de Vernon. Este consiste de uma esfera oca de 6” (aproximadamente 15 
cm) de diâmetro, pintada de preto, com um termopar ou termômetro de bulbo no seu centro. De 
um balanço de energia, pode-se mostrar que a temperatura de equilíbrio do globo (temperatura 
do globo) está relacionada à temperatura radiante média por 
 
 )TT(VCTT bsg
2/14
g
4
mrt  (2.2) 
 
onde: Tmrt  temperatura radiante média, R ou K 
Tg  temperatura do globo, R ou K 
Tbs  temperatura do ar ambiente (bulbo seco), R ou K 
V  velocidade do ar, ft/min ou m/s 
C = 0,103 x 109 (unidades inglesas) = 0,247 x 109 (SI) 
 
 
 
32
Pode-se definir ainda: 
Temperatura operacional: temperatura uniforme de um ambiente imaginário com o qual a 
pessoa trocaria a mesma quantidade de calor por convecção e radiação que aquela trocada 
com o meio real. 
A temperatura operacional é a média entre a temperatura radiante média e a temperatura 
do ar ambiente ponderadas pelos respectivos coeficientes de transferência de calor. 
Entretanto, para as aplicações práticas, a temperatura operacional pode ser tomada como 
mostrado abaixo, sendo a mesma denominada de temperatura de bulbo seco ajustada. 
 
 
2
TT
T mrtbsop

 (2.3) 
 
As restrições à utilização da aproximação acima são: 
1. Temperatura radiante média menor que 50 C; 
2. Velocidade do ar menor que 0,4 m/s. 
 
Considerada o parâmetro ambiental mais comum e de aplicação mais difundida, a 
temperatura efetiva, ET*, é a temperatura de um ambiente com 50% de umidade relativa que 
causaria a mesma perda total pela pele que aquela verificada no ambiente real. Portanto, a 
temperatura efetiva combina a temperatura de bulbo seco e a umidade relativa em um único 
índice de maneira que dois ambientes com a mesma temperatura efetiva causariam a mesma 
sensação térmica embora os valores individuais de temperatura e umidade possam diferir de 
um caso a outro. Uma vez que a sensação térmica de indivíduos depende das vestimentas e 
do nível de atividade física, define-se uma temperatura efetiva padrão, SET*, para condições 
internas típicas. Estas são: 
 
 Isolamento devido às vestimentas = 0,6 clo; 
 Índice de permeabilidade à umidade = 0,4; 
 Nível de atividade metabólica = 1,0 met; 
 Velocidade do ar < 0,10 m/s; 
 Temperatura ambiente = temperatura radiante média. 
 
Obs:  1 clo = 0,155 m2 C/W admitindo-se um isolamento uniforme sobre todo o corpo. 
  met = 58,2 W/m2, taxa metabólica de uma pessoa sedentária (sentada, em 
repouso) por unidade de área superficial do corpo 
 
A Figura 2-3 dá exemplos de resistências térmicas de algumas vestimentas. Observa-se 
que 0,60 clo corresponde a roupas comuns de trabalho sedentário. 
 
 
 
33
 
Figura 2-3: Resistências térmicas de algumas vestimentas 
(Lamberts et. al, 1997). 
 
A ASHRAE-55 define as condições para um ambiente termicamente aceitável, mostradas 
esquematicamente como zonas de conforto na Figura 2-4. Os limites superiores e inferiores 
consideram fenômenos associados à umidade do ar como, por exemplo, ressecamento da 
pele, irritação dos olhos, dificuldades respiratórias, proliferação de microorganismos, etc. As 
linhas limítrofes oblíquas correspondem a valores determinados de ET*. 
 
 
Figura 2-4 - Faixas aceitáveis para a TOP eumidade para pessoas em roupas 
de verão e inverno, exercendo atividade sedentária (< 1,2 met). 
 
 
 
 
34
 
Tabela 2.1: Coordenadas das zonas de conforto da Figura 2-4. 
Inverno Verão 
Top = 20 a 23,5 C 
60% de umidade de relativa 
Top = 22,5 a 26 C 
 60% de umidade de relativa 
Top = 20,5 a 24,5 C e Td = 2 C Top = 23,5 a 27 C e Td = 2 C 
ET* igual a 20 e 23,5 C ET* igual a 23 e 26 C 
 
 
As zonas de conforto da Figura 2-4 podem sofrer alterações quando houver variações da 
velocidade do ar. Por exemplo, temperaturas mais altas do ar podem ser toleradas quando 
houver um aumento da velocidade do ar. 
No Brasil, as seguintes condições internas são bastante utilizadas em projetos de 
climatização de edifícios: 
 Tbs = 24,0ºC 
 Tmrt = 24,5ºC 
  = 50% 
 Resistência das vestimentas = 1,0 clo 
 Velocidade do ar = 0,1 m/s 
 Taxa de metabolismo = 70% 
 
Embora os valores de resistência das vestimentas e taxa de metabolismo sejam 
ligeiramente diferentes daqueles na norma ASHRAE 55, este diagrama ainda pode ser utilizado 
para se verificar a adequação destas condições do ambiente ao conforto dos ocupantes. 
Verifica-se que o ponto correspondente se localiza em uma região bem central da zona de 
conforto de verão, justificando-se assim a escolha das condições. 
 
2.2 – A Qualidade do Ar Interno 
Um ambiente interno pode ser confortável sem ser saudável. Atualmente, as condições 
essenciais à saúde humana, tanto quanto o conforto, fazem parte das considerações do 
projetista de sistemas de condicionamento de ar. Porém, apesar da saúde, segurança e custo 
terem crescido em importância, conforto ainda é a preocupação principal da indústria RAVA. 
 
Qualidade do Ar Interno (IAQ) – termo usado para designar condições do ar interno que 
assegurem conforto aos seus ocupantes em um ambiente limpo, saudável e sem odores. 
 
Qualidade Aceitável do Ar Interno – ar no qual não há nenhum contaminante conhecido 
em concentrações consideradas nocivas à saúde pelas autoridades competentes e no qual 
80% ou mais das pessoas ali presentes não manifestam insatisfação. 
 
 
 
35
As fontes de contaminação do ar interno são divididas em quatro grandes grupos: 
 
Grupo I – Contaminação Interior: 
 Pessoas, plantas e animais; 
 Liberação de contaminantes pela mobília e acessórios domésticos; 
 Produtos de limpeza; 
 Tabagismo; 
 Ozônio resultante de motores elétricos, copiadoras, etc. 
 
Grupo II – Contaminação Exterior: 
A necessidade de ventilação e renovação do ar interno pode levar à introdução de ar 
externo contaminado. Dependendo de sua condição normal e ponto de captação, o ar externo 
pode se apresentar com concentrações significativas de vários gases e material particulado. 
 
Grupo III – Contaminação oriunda do Sistema de Condicionamento de Ar: 
O próprio equipamento condicionador de ar, caso não seja tratado e limpo regularmente, 
pode se tornar fonte de algas, fungos, poeiras, etc. Em especial, devem ser mencionados: 
 Dutos – a poeira acumulada pode dar origem ao desenvolvimento de fungos e outros 
microrganismos; 
 Unidades de tratamento de ar – as bandejas de condensado reúnem as condições 
básicas para o desenvolvimento de bactérias e outros microrganismos. 
 
Grupo IV – Deficiências do Projeto Global de Condicionamento: 
Agrupam-se aqui os fatores não diretamente ligados aos contaminantes ou ao 
equipamento condicionador, mas que no entanto têm uma influência direta sobre a qualidade 
do ar interno. Por exemplo: 
 
 Insuficiência de ar externo; 
 Má distribuição do ar interno; 
 Operação incorreta do equipamento condicionador; 
 Modificações inadequadas do edifício, etc; 
 
Síndrome do Prédio Doente (“Sick Building Syndrome”) – termo utilizado para designar 
prédios onde uma porcentagem atípica dos ocupantes ( 20%) apresenta problemas de saúde 
tais como irritação dos olhos, garganta seca, dores de cabeça, fadiga, sinusite e falta de ar. 
 
 
 
36
 
Os contaminantes mais comuns são: 
 
1. CO2 
 Produto da respiração de todos os mamíferos; 
 Não constitui um risco direto à saúde humana; 
 A sua concentração é indicativa da boa ou má ventilação de um ambiente. 
 
2. CO 
 Fontes mais comuns são a combustão incompleta de hidrocarbonetos e fumaça de 
cigarro; 
 Fornalhas mal ventiladas, chaminés, aquecedores de água e incineradores causam 
problemas muitas vezes; 
 Gás altamente tóxico; 
 Prédios com tomadas de ar externo próximas a locais de muito tráfego apresentam 
altos níveis de CO. 
 
3. Óxidos de enxofre 
 Produzidos pela utilização de combustíveis contendo enxofre; 
 Na presença de água podem formar ácido sulfúrico, que causará problemas 
respiratórios aos ocupantes; 
 Penetram em um edifício através das tomadas de ar externo ou de vazamentos em 
equipamentos de combustão no interior do mesmo. 
 
4. Óxidos de nitrogênio 
 Produzidos pela combustão com ar a altas temperaturas (motores a combustão 
interna e efluentes industriais); 
 Opiniões divergem quanto à sua toxicidade; 
 Dentro de limites práticos, a sua concentração deve ser mantida a mais baixa 
possível; 
 Penetram em um edifício através das tomadas de ar externo ou de vazamentos em 
equipamentos de combustão no interior do mesmo. 
 
5. Radônio 
 Gás radioativo naturalmente produzido pelo decaimento do rádio; 
 Risco de câncer do pulmão; 
 
 
 
37
 Penetra no prédio através de frestas no piso ou paredes de porões, do suprimento de 
água ou de materiais de construção contendo urânio ou tório; 
 A pressurização do espaço condicionado, a ventilação de porões e a vedação de 
frestas são medidas eficazes para a diminuição de sua concentração. 
 
6. Compostos Orgânicos Voláteis (COV) 
 Presentes em um ambiente interno como produtos de combustão, mas também 
presentes em pesticidas, materiais de construção, produtos de limpeza, solventes, 
etc.; 
 Normalmente as concentrações estão abaixo dos limites recomendados, mas 
algumas pessoas são hipersensíveis; 
 O gás formaldeído é um dos COV mais comuns, sendo irritante dos olhos e das 
mucosas e com possível ação cancerígena. 
 
7. Material Particulado 
 Uma amostra típica de ar externo contém fuligem, fumaça, sílica, argila, matéria 
vegetal e animal putrefata, fibras vegetais, fragmentos metálicos, fungos, bactérias, 
pólen e outros materiais vivos; 
 Há ainda material particulado originário do próprio ambiente como fungos e poeira de 
tapetes, roupas de cama, etc.; 
 Algumas partículas são muito pequenas (0,01 m), o que dificulta e encarece a 
limpeza do ar; 
 Quando esta mistura se encontra suspensa no ar, é denominada aerossol; 
 Podem ser a causa de alergias e outros males. 
 
A importância das questões relativas à qualidade do ar de interiores (QAI) se fez evidente 
pela publicação em 28 de agosto de 1998 da portaria N 3.523 do Ministério da Saúde. Esta 
portaria, em vista da íntima correlação entre a qualidade do ar de interiores e a produtividade e 
a saúde dos ocupantes, determinou que seriam objeto de regulamento técnico, a ser elaborado 
por aquele Ministério, medidas específicas referentes a padrões de qualidade do ar em 
ambientes climatizados. Estas medidas diriam respeito: 
 À definição de parâmetros físicos e composição química do ar de interiores; 
 À identificação de poluentes de natureza física, química e biológica, suas tolerâncias 
e métodos de controle; 
 Aos pré-requisitos de projetos de instalação e de execução de sistemas de 
climatização. 
 
 
 
38
Diretamente relacionados a estas medidas estão os quatro métodos básicos para a 
manutenção da qualidade do ar de interiores (McQuiston e Parker, 1994). Referindo-se à 
Figura 2-5, os quatro métodos são identificados como: 
 
1. Eliminação ou modificação da fonte de contaminantes: método mais eficiente para se 
reduzir a concentração de contaminantes não gerados diretamente pelos ocupantes 
oupelas atividades no interior do edifício. 
2. Distribuição do ar interno (ventilação local exaustora): remoção de contaminantes 
gerados por fontes localizadas antes que se espalhem pelo ambiente climatizado. 
3. Uso de ar externo: necessário para se manter uma porcentagem mínima de oxigênio 
no ar interno e ao mesmo tempo diluir a concentração de contaminantes. 
4. Limpeza do ar: passo final de um projeto de condicionamento para se assegurar um 
ambiente limpo e saudável. 
 
 
 
Figura 2-5: Um sistema de ventilação típico de aplicações de climatização. 
 
 
É útil dispor de uma equação simples para avaliação da concentração de um 
determinado contaminante no recinto ocupado. Aplicando-se a lei da conservação da massa a 
um volume de controle em torno do recinto, para um contaminante qualquer vem: 
 
 stet CVNCV
  (2.4) 
 
onde: Qt  vazão total de ar entrando ou saindo do ambiente; 
Cs  concentração média do contaminante no interior do ambiente; 
 
 
 
39
N  taxa de geração do contaminante no espaço; 
Ce  concentração do contaminante no ar que entra. 
 
Desta equação obtém-se a concentração do contaminante no espaço climatizado, Cs, ou 
a vazão de ar necessária, Vt, para se manter o nível de concentração deste contaminante 
aquém de um valor limite. Na sua dedução, admitiu-se: 
 Operação em regime permanente; 
 Misturação completa; 
 Taxa de geração do contaminante no ambiente constante; 
 Concentração uniforme do contaminante no espaço climatizado e no ar que entra; 
 Densidade constante. 
 
Exemplo 2-1: Uma pessoa exala CO2 à taxa de 0,30 l/min. A concentração de CO2 no ar 
insuflado em um ambiente é 300 ppm ou 0,03% e deseja-se manter a concentração deste 
mesmo gás abaixo de 1000 ppm ou 0,1%. Admitindo que o ar no recinto seja perfeitamente 
misturado, qual é a vazão mínima de ar por pessoa necessária para se manter a concentração 
de CO2 no ambiente dentro do limite prescrito? 
 
Solução: Dos dados do problema, tem-se: N = 0,30 l/min = 0,005 l/s 
Ce = 300 ppm = 300 x 10-6 vol. CO2 / vol. ar 
Cs = 1000 ppm = 1000 x 10-6 vol. CO2 / vol. ar 
 
 stet CQNCQ   
 
  
cfm15h/m7,25s/l1,7
10x3001000
005,0
CC
N
Q 3
6es
t 






 
 
Esta é, portanto, a vazão mínima de ar externo por pessoa a ser insuflada no ambiente 
de modo a se manter a concentração de CO2 abaixo do limite prescrito de 1000 ppm. 
Obviamente, este resultado é válido desde que a taxa de geração de CO2 por pessoa seja 
aquela admitida acima. No entanto, esta taxa de geração varia em função de vários fatores, 
principalmente a atividade física exercida; este fato deve ser levado em conta ao se projetar 
uma instalação de ar condicionado. 
 
A norma ASHRAE 62 descreve dois métodos para se estabelecer e manter a qualidade 
do ar interno requerida pelos ocupantes. O primeiro destes métodos, denominado Ventilation 
Rate Procedure, prescreve as vazões mínimas de ar fresco necessárias a cada tipo de 
 
 
 
40
ambiente climatizado e os métodos aplicáveis de condicionamento deste mesmo ar. Uma 
versão simplificada desta norma é dada na Tabela 4-2 de McQuiston e Parker (1994). O 
Manual de Aire Condicionado Carrier (Carrier, 1990) também apresenta uma tabela 
semelhante (Cap. 6, Tabela 45), porém mais simples. Deve-se enfatizar que qualquer tentativa 
de redução das vazões mínimas como forma de conservação de energia requererá a limpeza 
do ar de recirculação. 
 
 
 
41
Exercícios Propostos 
 
1. Um dado espaço deve ser mantido a Tbs = 24 C e  = 50%. O ganho de calor total pelo 
espaço é de 5,8 TR, das quais 4,5 TR sob a forma de calor sensível. No espaço há 22 
ocupantes sendo que a vazão de ar externo requerida por cada um é de 7,1 litros/s. O ar 
externo se encontra a Tbs = 28 C e Tbu = 24 C e deve ser suprido ao ambiente climatizado 
a Tbs = 18 C. O espaço climatizado se encontra em uma localidade a 844 m de altitude e 
pressão barométrica média igual a 687 mmHg. Pede-se: 
(a) O estado do ar suprido ao ambiente climatizado; 
(b) A vazão (em massa e em volume) de ar suprido ao ambiente climatizado; 
(c) O estado do ar na entrada do aparelho condicionador; 
(d) A capacidade total requerida do equipamento de resfriamento e desumidificação; 
(e) As parcelas de calor sensível e de calor latente na serpentina de resfriamento; 
(f) Explicar a razão para a diferença entre a carga de refrigeração da serpentina e a carga 
térmica do ambiente; 
(g) Determinar a temperatura máxima possível para a superfície da serpentina de 
resfriamento. 
2. No problema anterior, a água de resfriamento da serpentina vem de um evaporador com 
Tevap = 5 C. Sabe-se também que o condensador deste ciclo frigorífico é resfriado a água a 
25 C. Determinar a mínima potência possível requerida pelo compressor. 
 
3. Em um recinto, a taxa de geração de gás carbônico é de 0,118 litros/s ao mesmo tempo em 
que ar externo com uma concentração em CO2 de 200 ppm é ali insuflado à taxa de 1000 
0,472 m3/s. Admitindo que haja uma mistura perfeita do ar no recinto, determinar a 
concentração de CO2 em regime permanente. 
 
4. Quantas pessoas podem ocupar uma sala onde a concentração de CO2 deve ser mantida 
abaixo de 1000 ppm enquanto ar com uma concentração em CO2 de 300 ppm é insuflado 
no ambiente à taxa de 3 m3/s? Admitir que cada pessoa produza CO2 a uma taxa média de 
5 ml/s (0,0107 cfm) e que o ar insuflado se misture perfeitamente com o ar do recinto. 
 
5. Um grupo de homens e mulheres ocupa uma sala mantida a uma temperatura de bulbo 
seco de 24,5 C e uma temperatura de bulbo úmido de 16,8 C. Todos usam roupas leves e 
estão exercendo atividade sedentária. Pergunta-se: 
(a) De maneira geral, as pessoas se sentem confortáveis na sala? A temperatura radiante 
média é 25,5 C. 
 
 
 
42
(b) Supor agora que as pessoas estejam andando ao redor da sala (atividade física leve) 
em vez de permanecerem sentadas. Qual a sua nova conclusão sobre o conforto geral? 
(c) Supor agora que o grupo seja composto apenas de pessoas idosas (acima de 65 anos) 
jogando baralho. Como as condições da sala devem ser modificadas para garantir o seu 
conforto? 
 
6. Uma sala de aula tem capacidade para 100 pessoas. Pergunta-se: 
(a) Qual é a vazão mínima de ar fresco (considerado limpo) requerida para renovação do ar 
ambiente? 
(b) Sabendo que a área do piso é 178,5 m2, qual é a vazão de ar fresco requerida com 
base neste valor? 
 
7. Em uma oficina, os operários trajam roupas leves (mangas curtas) e exercem atividade 
física intensa como, por exemplo, martelar e serrar. Pede-se: 
(a) Selecionar as condições ambientais para conforto dos operários; 
(b) Sabendo que o almoxarife exerce apenas atividade leve, sugerir a vestimenta que lhe 
mantenha confortável. 
 
8. Um grupo de pessoas exercendo atividade sedentária e trajando roupas leves ocupa um 
espaço cuja temperatura de bulbo seco é 25 C e cujo ar se movimenta com velocidade 
aproximada de 0,1 m/s. A temperatura radiante média é cerca de 29 C. Pergunta-se: 
(a) Pode-se esperar que os ocupantes se sintam confortáveis? Por quê? 
(b) Em caso negativo, que medidas poderiam ser tomadas para se melhorar o conforto? 
 
 
 
 
 
 
43
3 – ESTIMATIVA DA CARGA TÉRMICA 
3.1 – Métodos de Cálculo da Carga Térmica 
De maneira geral, define-se ganho de calor como a taxa segundo a qual energia é 
transferida para ou gerada no interior de um ambiente. Os ganhos de calor podem ser 
sensíveis ou latentes e ocorrem da seguinte maneira: 
 
 
Figura 3-1 – Ganhos de calor por uma edificação. 
 
Transmissão: transferência de calor através de um elemento estrutural do edifício 
(paredes, piso, teto, etc.) causada pela diferença de temperatura entre o interior e o exterior. 
 
Insolação: transferência de energia solar através de superfícies transparentes do edifício 
ou absorção dessa energia por um componente opaco. 
 
Infiltração e/ou ventilação: perdaou ganho de calor pela infiltração e/ou ventilação do ar 
externo no recinto condicionado. 
 
Geração interna: liberação de energia no interior do recinto (luzes, equipamentos, 
pessoas, etc.). 
 
O ganho de calor em um ambiente varia amplamente com o tempo devido 
primordialmente aos efeitos transientes pronunciados criados pela variação da irradiação solar 
de um instante a outro. Pode-se então definir: 
 
Carga térmica: taxa de calor que deve ser retirada ou fornecida a um ambiente para que 
o mesmo se mantenha a temperatura e umidade constantes. 
 
De maior interesse para este curso é a carga térmica de resfriamento definida como a 
taxa de calor que deve ser retirada do ambiente em um dado instante. Normalmente, os 
 
 
 
44
valores da carga térmica de resfriamento e do ganho de calor em um dado instante serão 
diferentes (Figura 3-2) já que a radiação de superfícies e objetos internos e aquela através das 
superfícies transparentes (janelas, clarabóias, etc.) não aquecem o ar diretamente. Esta 
energia radiante deve primeiramente ser absorvida pelo assoalho, paredes internas, móveis, 
etc., para depois ser transferida ao ar interno por convecção. Só então esta energia fará parte 
da carga térmica. 
 
 
Figura 3-2: Relação entre os ganhos de calor e a carga térmica de 
resfriamento McQuiston e Parker, 1994). 
 
As características de armazenamento térmico das estruturas da edificação e dos objetos 
internos é que determinarão a defasagem e, portanto, a relação entre a carga térmica de 
resfriamento e o ganho de calor. A figura a seguir mostra o efeito do tipo de construção (massa 
da estrutura) sobre a carga térmica no que diz respeito à radiação solar. 
 
 Kcal/h 
hora
Ganho instantâneo de calor 
Cargas térmicas 
 reais 
Leve 
Média 
Pesada 
 
Figura 3-3: Carga de resfriamento real e ganho de calor solar para 
construções leves, médias e pesadas. 
 
 
O efeito de armazenamento térmico da radiação de luzes fluorescentes é semelhante e é 
mostrado na figura abaixo. O mesmo raciocínio pode ser aplicado à energia radiante emitida 
por ocupantes e equipamentos. 
 
 
 
45
 
 W 
hora Ligada Desligada 
Figura 3-4: Carga de resfriamento real de luzes fluorescentes. 
 
 
Pode-se definir ainda: 
 
Taxa de extração de calor: taxa segundo a qual energia é removida do ambiente pelo 
equipamento condicionador. 
 
Esta taxa é igual à carga térmica de resfriamento quando as condições do espaço 
climatizado se mantêm constantes e o equipamento condicionador está em operação. 
Entretanto, raramente isto acontece porque deve haver alguma flutuação na temperatura 
ambiente para que o sistema de controle possa operar (Figura 3-2). Além disso, como a carga 
térmica instantânea é menor do que a carga de projeto durante a maior parte do tempo, o 
equipamento condicionador deverá obrigatoriamente operar de maneira intermitente ou 
variável. 
Devido à complexidade envolvendo a determinação da carga térmica, os métodos 
existentes para tal podem ser divididos em três classes: 
1. Métodos detalhados 
2. Métodos intermediários 
3. Métodos simplificados 
 
A fim de se melhor entender a diferença entre estes métodos, seja o caso simples de um 
recinto delimitado por seis superfícies: quatro paredes, o teto e o piso. Nesta zona, há energia 
solar incidente através das janelas; calor conduzido através das paredes exteriores e teto; e 
geração de energia interna por lâmpadas, equipamentos e ocupantes. O cálculo da carga 
térmica por qualquer um dos métodos detalhados requereria a solução simultânea de três 
conjuntos de equações: 
 
 
 
46
 
 Expressões para o balanço de energia em uma superfície de controle envolvendo a 
face interna de cada uma das paredes, piso e teto. 
 Expressões deduzidas a partir da equação da condução para a determinação da taxa 
de condução de calor em cada umas das faces internas. Em geral, a solução deste 
conjunto de equações requererá também que seja feito um balanço de energia na 
face externa da estrutura nos mesmos moldes que aquele realizado para a face 
interna. 
 Expressão para o balanço de energia em um volume de controle envolvendo o ar 
contido na zona térmica. 
 
A solução simultânea destes conjuntos de equações requer o uso de algoritmos 
computacionais sofisticados bem como de informações de bancos de dados para as condições 
externas (temperatura de bulbo seco, temperatura de bulbo úmido, radiação solar, etc.). 
No caso dos métodos intermediários, a carga térmica é determinada a partir de equações 
mais simples do que aquelas dos métodos detalhados. Contudo, estas equações utilizam 
fatores que tentam reproduzir o efeito de armazenamento térmico dos componentes radiantes 
dos ganhos de calor e da natureza transitória da condução de calor pelas paredes do recinto. 
Entre estes métodos, destaca-se o método CLTD/SCL/CLF. A NBR 16401-1 estabelece que, 
ara sistemas com zona única ou pequeno número de zonas, é admissível adotar este método. 
O método CLTD/SCL/CLF é assim denominado pelo uso que faz de três fatores: 
 CLTD (cooling load temperature difference): diferença de temperatura equivalente 
entre os ambientes interno e externo que leva em conta o efeito transitório de 
condução de calor e sua conversão em carga térmica. 
 SCL (solar cooling load factor): fator aplicado ao ganho de calor por insolação através 
de superfícies transparentes que leva em conta a variação deste ganho de calor com 
o tempo, a capacitância térmica da estrutura e a localização geográfica. Em resumo, 
o fator SCL leva em conta a defasagem na resposta térmica do ambiente à radiação 
solar pelas janelas. 
 CLF (cooling load factor): fator que leva em conta a defasagem na resposta térmica 
do ambiente à radiação proveniente de fontes internas ao mesmo. 
 
A utilização destes fatores permite que as equações regentes do problema sejam 
simplificadas a ponto de poderem ser resolvidas manualmente, o que é, entretanto, bastante 
trabalhoso. Por esta razão, programas computacionais baseados neste método estão se 
tornando cada vez mais disseminados. 
 
 
 
47
Os métodos simplificados, ainda utilizados no Brasil devido à sua facilidade de cálculo, 
apresentam como características: 
 Hipótese de regime permanente; 
 Não inclusão dos efeitos de armazenamento térmico associados aos componentes 
radiantes dos ganhos de calor; 
 Hipótese de que a carga térmica máxima é simplesmente a soma dos valores 
máximos dos ganhos de calor individuais, mesmo que estes máximos ocorram em 
instantes diferentes. 
 
O cálculo da carga térmica pelos métodos simplificados reduz-se então a uma única 
equação cujos termos podem ser prontamente determinados de livros básicos de transferência 
de calor. 
As figuras a seguir mostram os perfis da carga térmica total para dois ambientes 
diferentes calculados pelos vários métodos. Observa-se uma diferença nítida entre eles com 
implicações óbvias sobre a seleção do equipamento condicionador. Estes assuntos serão 
tratados posteriormente. 
 
0,0
5,0
10,0
15,0
20,0
25,0
30,0
35,0
40,0
0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24
Reg. Permanente
BLAST
CLTD
 
Figura 3-5: Perfis de carga térmica total para uma sala de musculação e aeróbica. 
 
 
0,0
2,0
4,0
6,0
8,0
10,0
12,0
14,0
16,0
18,0
0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24
Reg. Permanente
BLAST
CLTD
 
Figura 3-6: Perfis de carga térmica total para um conjunto lanchonete/loja. 
 
 
 
48
No caso de um método intermediário ter sido implementado em um computador digital, 
por exemplo, o método CLTD/SCL/CLF, a carga térmica para cada hora do dia, em qualquer 
dia, pode ser calculada facilmente e os horários de pico facilmente identificados. Entretanto, 
quando os cálculos forem feitos manualmente, esta abordagem torna-se extremamente 
trabalhosa e inviável na prática. Além disso, quando houver mais de um recinto climatizado, a 
complexidade