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SOCIEDADE EDUCACIONAL DE SANTA CATARINA - UNISOCIESC CENTRO UNIVERSITÁRIO SOCIESC EWERTON SCHROEDER TAVARES VIEIRA MODELAGEM MATEMÁTICA E SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE UM TROCADOR DE CALOR CASCO E TUBOS, PARA REFRIGERAÇÃO DA ÁGUA DO MOTOR DE EMBARCAÇÃO Joinville 2015 EWERTON SCHROEDER TAVARES VIEIRA MODELAGEM MATEMÁTICA E SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE UM TROCA- DOR DE CALOR CASCO E TUBOS, PARA REFRIGERAÇÃO DA ÁGUA DO MO- TOR DE EMBARCAÇÃO Este trabalho será apresentado ao Centro Uni- versitário SOCIESC, como requisito parcial para obtenção do título de Bacharel em Engenharia Mecânica. Orientadora: Prof.ª Dra. Janaína Karine Andreazza Joinville 2015/2 EWERTON SCHROEDER TAVARES VIEIRA MODELAGEM MATEMÁTICA E SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE UM TROCA- DOR DE CALOR CASCO E TUBOS, PARA REFRIGERAÇÃO DA ÁGUA DO MO- TOR DE EMBARCAÇÃO Este trabalho foi julgado e aprovado em sua forma final, sendo assinado pelos professores da Banca Examinadora. Joinville, 15 de dezembro de 2015. _______________________________________ Prof.ª Dra. Janaína Karine Andreazza _______________________________________ Prof.ª Dra. Adriana Elaine da Costa _______________________________________ Prof. Msc. Ewandro José de Souza Dedico este trabalho aos meus pais e minha família que sempre estiveram ao meu lado. AGRADECIMENTOS À Deus por sua proteção e compreensão. Aos meus pais e minha família pelo apoio prestado. Meus sinceros agradecimentos à minha professora orientadora Dra. Janaína Karine Andreazza, por sua dedicação e empenho me auxiliando muito ao decorrer deste trabalho e ao meu primo, amigo, Leandro Schroeder Schwabe, por suas contri- buições, incentivo e dedicação, sem eles este trabalho com certeza não seria o mesmo. À empresa DETROIT BRASIL LTDA, por fornecer os dados e informações ne- cessárias para este trabalho, em especial à Camila de Freitas Böck, por seus escla- recimentos sobre o trocador de calor e sua dedicação. E ao Aírton Nelson Nass pelo apoio prestado em relação aos materiais e esclarecimentos a respeito do motor da embarcação. Aos professores membros da banca avaliadora, professora Dra. Adriana Elaine da Costa, professor Msc. Pericles Barboza Moraes e professor Msc. Ewandro José de Souza, por suas correções e sugestões para com o trabalho. À professora Msc. Rosilaine Lima Lopes Zedral por suas valiosas correções e sugestões em respeito à formatação e escrita do trabalho, e à professora Dra. Daniele da Silva Ramos. À Talita Paternoli por tornar imagens presentes neste trabalho mais elegantes e melhor apresentáveis. “Os olhos são como uma luz para o corpo: quando os olhos de vocês são bons, todo o seu corpo fica cheio de luz. Porém, se os seus olhos forem maus, o seu corpo ficará cheio de escuridão. Assim, se a luz que está em você virar escuridão, como será terrível essa escuridão!” (MATEUS 6.22-23) RESUMO Este trabalho apresenta o estudo fenomenológico utilizado em sistema de refrigeração de motor a diesel aplicado a indústria naval, por meio da modelagem matemática e simulação computacional de um trocador de calor casco e tubos, para refrigeração da água do motor de embarcação, propôs uma configuração para suprir a demanda tér- mica, com o auxílio da ferramenta computacional Matlab. O método utilizado para dis- cretizar o domínio foi das diferenças finitas explícito, substituindo as derivadas parciais presentes no modelo matemático representando os fenômenos de transferência de calor na interface e por convecção ao longo do comprimento do trocador de calor. O trabalho possibilitou a análise de variáveis que interferem significantemente no projeto trocadores de calor casco e tubos, como a variação do número e comprimento dos tubos e o layout padrão dos tubos, assim como também, análises de diferentes con- dições de operação, alterando a temperatura de entrada da água no trocador, em recorrência das alterações de temperaturas da água do mar, por onde navegará a embarcação, no qual o equipamento terá de desempenhar. Os resultados obtidos apontaram valores coerentes em relação a temperatura adequada de circulação da água no motor. Palavras-chave: Trocador de calor casco e tubos. Simulação computacional. Mod- elagem matemática. ABSTRACT This work presents the phenomenological study used in diesel engine cooling systems applied to shipbuilding industry, with mathematical modeling and computational simu- lation of a shell and tube heat exchanger, for vessel engine water cooling, proposed a setting that supply the thermal demand, with the support of the computational tool Matlab. The method of discretization of the domain was the explicit finite-difference, replacing the partials derivate in the mathematic model representing the heat transfer phenomena on interface and by convection along the heat exchanger length. The work allowed the analysis of some variables that interfere significantly in shell and tube heat exchanger design, as the tubes’ number variation and length and the tube’s pattern layout, as well as, analysis of different conditions of operation, changing the water en- trance temperature on heat exchanger, that possibly the exchanger will be able to per- form because of the sea water temperature variations, due to the different routes of the vessel. The results, they showed coherent values in relation to the correct water temperature flowing in the engine. Keywords: Shell and tube heat exchanger. Computational simulation. Mathematical modeling. LISTA DE ILUSTRAÇÕES Figura 1 – PSV Starnav Aqüila ........................................................................................... 16 Figura 2 – Diferentes regimes de escoamentos, e perfis de temperatura ................... 18 Figura 3 – Esquema de trocador de calor casco e tubo, de um passe nos tubos e um passe no casco...................................................................................................................... 19 Figura 4 – Componentes de um trocador de calor a placa ............................................ 21 Figura 5 – Acúmulo de sujeira na superfície de transferência de calor ....................... 22 Quadro 1 – Efeitos de incrustação que afetam o coeficiente de transferência de calor ................................................................................................................................................. 23 Gráfico 1 – Consequências de incrustação em trocadores de calor ............................ 24 Gráfico 2 – Diferentes estágios durante incrustação por cristalização ........................ 25 Gráfico 3 – Variação do coeficiente de transferência de calor, velocidade de 0,69 m/s .................................................................................................................................................26 Figura 6 – Condução de calor por meio de volume de controle diferencial ................ 28 Figura 7 – Desenvolvimento do perfil de velocidade em uma placa plana ................. 31 Figura 8 – Desenvolvimento do perfil de temperatura em uma placa plana ............... 32 Figura 9 – Diferentes regimes de escoamento para camada limite de velocidade ... 33 Figura 10 – Malha bidimensional, em coordenadas retangulares, espaço-tempo..... 37 Gráfico 4 – Variação da temperatura no raio do morango ............................................. 41 Figura 11 – Balanço de energia para o tubo na direção z ............................................. 43 Figura 12 – Volume de controle para o tubo .................................................................... 43 Figura 13 – Balanço de energia para o casco na direção z........................................... 44 Figura 14 – Volume de controle para o casco.................................................................. 44 Figura 15 – Diagrama de resfriamento do motor da embarcação ................................ 45 Figura 16 – Etapas para obtenção dos resultados numéricos ...................................... 48 Figura 17 – Disposição dos tubos dentro do casco ........................................................ 54 Figura 18 – Modelamento 3D do trocador de calor casco e tubos ............................... 54 Figura 19 – Vista de seção do trocador de calor ............................................................. 55 Figura 20 – Vista explodida do trocador de calor ............................................................ 55 Figura 21 – Geometria padrão do casco e de corte da chicana ................................... 56 Figura 22 – Definição do comprimento dos tubos ........................................................... 57 Figura 23 – Layout dos tubos.............................................................................................. 58 Figura 24 – Resistência térmica associada à transferência de calor em trocador bitubular .................................................................................................................................. 64 Figura 25 – Vista da seção em corte do trocador de calor 2D ...................................... 66 Gráfico 5 – Perfil espacial de temperatura com fator de incrustação........................... 67 Figura 26 – Trocador com um aumento do comprimento de tubos.............................. 69 Gráfico 6 – Perfil espacial de temperatura considerando o fator de incrustação ....... 70 Gráfico 7 – Perfil de temperatura considerando a temperatura de entrada do fluido frio a 16ºC ..................................................................................................................................... 72 Figura 27 - Layout dos tubos .............................................................................................. 74 Gráfico 8 – Perfil de temperatura para layout padrão dos tubos de 30º ...................... 75 Quadro 2 – Parâmetros de mais importância observados ............................................. 76 SUMÁRIO 1 INTRODUÇÃO ................................................................................................................... 12 1.2 OBJETIVO GERAL ........................................................................................................ 13 1.2.1 Objetivos Específicos .............................................................................................. 13 1.3 ESTRUTURA DO TRABALHO .................................................................................... 14 2 REFERENCIAL TEÓRICO .............................................................................................. 16 2.1 EMBARCAÇÃO PSV ..................................................................................................... 16 2.2 TROCADORES DE CALOR ......................................................................................... 17 2.3 TIPOS DE TROCADORES DE CALOR ..................................................................... 17 2.3.1 Trocador de calor tubo duplo ................................................................................ 17 2.3.2 Trocador de calor casco e tubos .......................................................................... 19 2.3.3 Trocador de calor compacto.................................................................................. 20 2.3.4 Trocador de calor de placa e quadro .................................................................. 20 2.4 INCRUSTAÇÃO DE TROCADORES DE CALOR .................................................... 21 2.5 CONDUÇÃO ................................................................................................................... 26 2.5.1 Equação da condução de calor ............................................................................ 27 2.6 CONVECÇÃO ................................................................................................................. 30 2.6.1 Camada limite de velocidade................................................................................. 31 2.6.2 Camada limite térmica ............................................................................................. 31 2.6.3 Escoamentos laminar e turbulento ...................................................................... 32 2.7 CONDIÇÕES INICIAL E DE CONTORNO ................................................................ 34 2.8 MÉTODOS NUMÉRICOS ............................................................................................. 35 2.8.1 Método dos Volumes Finitos ................................................................................. 35 2.8.2 Método dos Elementos Finitos ............................................................................. 36 2.8.3 Métodos das Diferenças Finitas ........................................................................... 36 2.8.3.1 Método das Diferenças Finitas Explícito.............................................................. 37 2.9 SOFTWARE MATLAB ................................................................................................... 39 2.9.1 Utilização do software na engenharia ................................................................. 40 2.10 BALANÇO DE ENERGIA PARA O TROCADOR DE CALOR.............................. 42 2.10.1 Balanço de energia para os tubos ..................................................................... 42 2.10.2 Balanço de energia para o casco ....................................................................... 44 2.11 DESCRIÇÃO DO DIAGRAMA DE REFRIGERAÇÃO DO MOTOR .................... 45 2.12 MÉTODO DE BELL–DELAWARE............................................................................. 47 3 METODOLOGIA DA PESQUISA ................................................................................... 48 3.1 HIPÓTESES .................................................................................................................... 49 3.2 MODELO MATEMÁTICO PROPOSTO PARA OS TUBOS .................................... 50 3.2.1 Condições inicial e de contorno ........................................................................... 50 3.3 MODELO MATEMÁTICO PROPOSTO PARA O CASCO ...................................... 51 3.3.1 Condições inicial e de contorno ........................................................................... 52 3.4 CÁLCULO DO COEFICIENTE CONVECTIVO DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR PARA O CASCO ...................................................................................................................52 3.5 CÁLCULO DO COEFICIENTE CONVECTIVO DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR PARA O LADO DOS TUBOS.............................................................................................. 62 3.6 CÁLCULO DO COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR .... 63 3.7 ANÁLISE DOS DADOS................................................................................................. 65 4 RESULTADOS E DISCUSSÕES ................................................................................... 66 4.1 COMPARAÇÃO COM OS VALORES FORNECIDOS PELO ESTALEIRO ......... 66 4.2 COMPARAÇÃO COM A SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DE OUTRO FABRICANTE DE TROCADORES DE CALOR .............................................................. 68 4.3 TEMPERATURA DE ENTRADA DA ÁGUA FRIA A 16ºC....................................... 71 4.4 VARIAÇÃO DO LAYOUT DOS TUBOS ..................................................................... 73 5 CONCLUSÃO .................................................................................................................... 78 REFERÊNCIAS..................................................................................................................... 80 12 1 INTRODUÇÃO O cenário nacional de embarcações cresceu consideravelmente na última dé- cada, impulsionado por meio do Programa de Renovação da Frota de Apoio Marítimo (Prorefam), criado pela Petrobrás, investindo no setor naval brasileiro, mercado antes dominado por embarcações estrangeiras (NETO e POMPERMAYER, 2014). Assim, a atividade de apoio marítimo brasileira, contém 224 embarcações com bandeiras bra- sileiras e 245 embarcações com bandeiras estrangeiras, sendo que em 1997 as em- barcações brasileiras eram menos da metade do número de embarcações estrangei- ras. Em 2013 foram investidos aproximadamente 4,5 bilhões de reais na contratação de novas embarcações, aquecendo o setor naval brasileiro (ABEAM, 2014). Neste cenário estão inseridas as embarcações do tipo PSV, de apoio à plata- forma, realizando operações de transporte de suprimentos, como óleo diesel, água, equipamentos como tubulações, cargas em containers, entre outros (UFRJ, 2015). Estes PSV’s representam cerca de 40% da frota de apoio marítimo brasileira (ABEAM, 2014). Considerando o fato de que estas embarcações são similares, o conceito cons- trutivo é basicamente o mesmo, uma vez entendido o princípio de funcionamento, é valido para todas. No caso deste trabalho, será abordado especificamente o equipa- mento utilizado na refrigeração da água do motor de um PSV. Para o caso destas embarcações os motores são de combustão interna a diesel, responsável por propor- cionar energia a um gerador, que transmite esta energia a um motor elétrico e então para os propulsores da embarcação. Então a proposta deste trabalho é embasada em um problema que uma das embarcações ao passar por um canal raso, fez com que muita sujeira fosse succio- nada pelas bombas de água salgada, e quando essa água passava pelo trocador de calor, no caso era utilizado a placas, elevava o fator de incrustação, resultando em uma troca de calor insuficiente para a refrigeração do motor, o que fazia com o motor do PSV superaquecesse, devido à temperatura elevada da água de arrefecimento que circula pelo bloco do motor responsável pela refrigeração das camisas dos pistões do motor, e optou-se então, por utilizador os trocadores de calor casco e tubos. Adicionado ao fato de que um motor mal refrigerado tem sua eficiência redu- zida, porque o calor excessivo transfere calor aos gases responsáveis pelo processo 13 de combustão, que aquecidos se tornam mais viscosos, esta viscosidade que é a me- dida do quanto esse fluido resiste à deformação o que dificulta o trabalho de compres- são dos pistões. Outrossim, maior será a exigência dos pistões para comprimir o flu- ido (BRUNETTI; ÇENGEL e GAJAR, 2012). Justifica-se então a importância de se estudar e selecionar uma configuração do trocador de calor, para que supra as neces- sidades de arrefecimento do motor, não comprometendo seu funcionamento de acordo com os padrões estabelecidos pelo fabricante. Assim, aplicando a modelagem matemática e simulação computacional de um trocador de calor casco e tubos, para refrigeração da água do motor de embarcação. Deseja-se realizar a simulação da transferência de calor em um trocador de calor casco e tubos, utilizando implementação matemática por meio do software Matlab, para determinar uma configuração adequada ao trocador de calor. Para este propósito, faz-se necessário propor um arranjo para a refrigeração da água do motor da embarcação, incluir os fenômenos de transferência de calor en- volvidos na troca térmica do trocador de calor casco e tubos, e então, utilizando im- plementação matemática, comparar os resultados obtidos por fabricantes de trocado- res de calor com os resultados obtidos na simulação computacional, e assim identificar uma configuração que seja suficiente, para fazer a refrigeração correta da água do motor da embarcação. 1.2 OBJETIVO GERAL Criar o modelo matemático e simular computacionalmente a transferência de calor em um trocador de calor casco e tubos, utilizando implementação matemática por meio do software Matlab. 1.2.1 Objetivos Específicos a) Modelar matematicamente as equações pertinentes ao projeto; b) Determinar o coeficiente global de transferência de calor; c) Simular computacionalmente a troca térmica do trocador de calor; d) Verificar se a configuração escolhida atende aos requisitos do projeto. 14 1.3 ESTRUTURA DO TRABALHO No capítulo 1, é mostrado o contexto nacional das embarcações, o tipo de em- barcação na qual é utilizado o motor, a delimitação do tema, a justificativa da pesquisa, e o método utilizado para realizar a proposta. Em seguida, no subcapítulo 2.1, é mostrado a embarcação que é aplicado o trocador de calor, em 2.2, 2.3 e 2.4, são mostrados os tipos, aspectos técnicos e in- crustação de trocadores de calor. Nos subcapítulos, 2.5 e 2.6 é apresentada uma introdução aos fenômenos de condução e convecção, e as equações envolvidas nas duas formas de transferência de calor. Aproveitando o assunto abordado nos dois subcapítulos anteriores, o subca- pítulo 2.7 contém as condições inicial e de contorno utilizadas para a resolução do modelo matemático. Para realizar a simulação do trocador de calor, o subcapítulo 2.8 traz os méto- dos numéricos que são utilizados na engenharia, com destaque ao método de dife- renças finitas explícito, pois é o escolhido para discretizar as equações do modelo, e a seguir, o subcapítulo 2.9 exemplifica o uso da ferramenta computacional usada para a simulação de problemas na engenharia. O subcapítulo 2.10 mostra o balanço de energia realizado em um volume de controle para o trocador de calor estudado e o subcapítulo 2.11 descreve o diagrama de resfriamento da refrigeração do motor da embarcação e uma contextualização da situação-problema. A seguir, o subcapítulo 2.12 explica o método utilizado para o cál- culo dos coeficientes convectivos para os tubos e para o casco. O capítulo 3 aborda a metodologia que foi utilizada para realizar a obtenção dos dados numéricos por meio da modelagem matemática e simulação computacio- nal, os subcapítulos 3.1, 3.2 e 3.3 mostram as hipóteses adotadas, assim como tam- bém o modelo matemático, descrito para a realização do trabalho, os subcapítulos 3.4 e 3.5 mostram a metodologia de cálculo para os parâmetros do casco e dos tubos, respectivamente, e um foco voltado ao coeficiente global de transferência de calor estápresente no subcapítulo 3.6 e fechando o capítulo, o subcapítulo 3.7 descreve a análise feita dos dados na simulação computacional. 15 Os resultados e discussões acerca do tema são apresentadas no capítulo 4, primeiramente uma comparação dos dados simulados computacionalmente pelo fa- bricante do trocador de calor com o que foi obtido no trabalho no subcapítulo 4.1, o subcapítulo 4.2 apresenta uma alternativa ao trocador de calor, os próximos subcapí- tulos 4.3 e 4.4 mostram simulações computacionais alterando a temperaturas e o la- yout padrão dos tubos. Por fim, o capítulo 5 mostra o que pôde ser concluído por meio da discussão dos resultados. 16 2 REFERENCIAL TEÓRICO No decorrer deste capítulo será abordada a teoria envolvida no tema do traba- lho, com os diferentes tipos de trocadores de calor e também a incrustação em troca- dores, fenômenos de transferência de calor condutivo e convectivo, métodos numéri- cos utilizados para realizar a simulação computacional e a ferramenta computacional utilizada. 2.1 EMBARCAÇÃO PSV As embarcações do tipo PSV (plataform suply vessel) são destinadas a realizar o transporte de suprimentos necessários a plataformas em operação, como, óleo die- sel, água, lama para lubrificação de brocas, por exemplo, produtos em containers, entre eles, equipamentos, tubulações, peças (UFRJ, 2015). Figura 1 – PSV Starnav Aqüila Fonte: DETROIT BRASIL LTDA (2015) 17 A Figura (1) mostra a embarcação que serviu de base para o estudo de refri- geração do motor. Uma característica marcante neste tipo de embarcação é uma grande área de convés, com comprimento normalmente entre 60 e 80 metros (UFRJ, 2015). 2.2 TROCADORES DE CALOR Os trocadores de calor são equipamentos destinados a facilitar a transferência de calor entre dois fluidos, que estão em diferentes temperaturas, sem que haja o contato entre os mesmos (ÇENGEL e GHAJAR, 2012). Encontram-se trocadores de calor em muitas aplicações cotidianas, como: carros, condicionadores de ar, injetoras, e em embarcações, que será o objeto de estudo desta pesquisa. A transferência de calor em trocadores de calor ocorre por convecção e condu- ção, sendo o fenômeno convectivo relacionado ao fluido, e a condução, por meio das paredes que separam os fluidos e de maneira menos significativa, os fluidos próximos à interface. Sendo comum ao estudar trocadores de calor, trabalhar com um fator que envolve as duas formas de transferência de calor, chamado coeficiente global de transferência de calor U, que será abordado mais à frente (ÇENGEL e GHAJAR, 2012). 2.3 TIPOS DE TROCADORES DE CALOR Existem alguns tipos diferentes de trocadores de calor, requisitados em inúme- ros projetos, onde cada aplicação pode requerer uma diferente configuração de troca- dor de calor, mas todos com o mesmo propósito, manter a temperatura de determi- nado equipamento que requer refrigeração, dentro de sua faixa de operação. A seguir serão apresentadas algumas dessas configurações. 2.3.1 Trocador de calor tubo duplo Trocadores de calor de tubo duplo teoricamente são simples, servindo de base de entendimento de funcionamento para os outros tipos de trocadores de calor, no entanto não possuem um rendimento satisfatório em relação à troca de energia entre fluidos, devido a sua baixa área de troca térmica. Sua configuração é compreendida 18 por dois tubos concêntricos de diâmetros diferentes, que permitem a passagem do fluido quente no interior do tubo menor, e o fluido frio no casco (ÇENGEL e GHAJAR, 2012). Algumas configurações necessitam inverter esta ordem, com fluidos corrosivos por exemplo, onde é feito um tratamento anticorrosivo nos tubos, e assim possibilita a passagem do fluido frio corrosivo pelo lado dos tubos. A Figura 2a, mostra o esquema de troca de calor por fluxos de mesmo sentido, e seu respectivo gráfico com a temperatura em função do deslocamento, inicialmente os fluidos têm uma grande variação de temperatura, e ao percorrer o trocador suas temperaturas tendem a se estabilizar, não havendo mais troca térmica. Para o esco- amento contracorrente, Figura 2b, os fluxos são em sentidos contrários, fazendo com que a diferença de temperatura não seja muito grande ao longo do comprimento do trocador, se forem mantidos os valores ΔT1 e ΔT2 próximos, significa que o gradiente de temperatura ao decorrer do trocador irá permanecer maior e constante, então maior coeficiente de transferência de calor, com isso consegue-se um arranjo mais eficiente. Figura 2 – Diferentes regimes de escoamentos, e perfis de temperatura Fonte: Adaptado de Çengel e Ghajar (2012) É inegável a importância do estudo aplicado por meio de um trocador de tubo duplo, sendo um arranjo simples, no entanto aplica-se o mesmo raciocínio para os 19 outros tipos de trocadores, de que o fluxo contracorrente possui maior eficiência tér- mica. 2.3.2 Trocador de calor casco e tubos Talvez o tipo de trocador mais utilizado na indústria. O princípio do escoamento do trocador é da seguinte maneira, o fluido quente escoa ao longo do comprimento do trocador pelos tubos, e o fluido que irá proporcionar o arrefecimento percorre o cami- nho de sentido contrário ao fluido quente, pelo lado do casco, estando o tubo em pa- ralelo com o casco. Os trocadores de casco e tubos possuem algumas restrições, pois despendem de um espaço e uma estrutura maior, em relação aos trocadores compactos por exem- plo. Nas indústrias aeronáuticas e automotivas opta-se por outra configuração de tro- cador, compatível com o ambiente onde vai operar. Na Figura (3) é possível visualizar uma grande área na saída e entrada do casco, as caixas de distribuição dianteira e traseira, destinada a armazenar o fluido até que possa entrar para o ciclo, tanto na entrada quanto saída dos tubos, respeitando a ordem de entrada nos tubos, e depois acumula o fluido até que se possa liberá-lo pela saída de tubos (ÇENGEL e GHAJAR, 2012). Figura 3 – Esquema de trocador de calor casco e tubo, de um passe nos tubos e um passe no casco Fonte: Çengel e Ghajar (2012) Ainda a respeito da Figura (3), deve ser levantado um fator importante no pro- cesso de transferência do calor ao longo do casco, que são as chicanas, tem como 20 função principal proporcionar turbulência no escoamento do fluido, assim como tam- bém fazer com que o fluxo passe na direção perpendicular aos tubos, auxiliando no processo de arrefecimento do fluido quente. Há também o auxílio estrutural que as chicanas proporcionam, ajudando na fixação dos tubos dentro do casco. 2.3.3 Trocador de calor compacto Este tipo de trocador é classificado como compacto, pois a razão da superfície de troca térmica em relação a seu volume, conhecida como densidade de área β, é aproximadamente β > 400 m²/m³ para líquidos e β > 700 m²/m³ para gases (INCRO- PERA e DEWITT, 2008), um exemplo típico de trocador de calor compacto, é o radi- ador do carro que possui β 1000 m²/m³.Os trocadores compactos possuem uma grande capacidade de trocar energia térmica entre dois fluidos, em relação ao tama- nho, consegue-se aplicá-lo em ambientes com espaço limitado e com restrições de peso. Esta configuração é destinada a realizar a transferência de calor entre gás-gás, gás-líquido ou líquido-gás (ÇENGEL e GHAJAR, 2012). 2.3.4 Trocador de calor de placa e quadro O trocador de calor a placa, ou aindaPHE, termo abreviado do inglês (Plate Heat Exchanger), possui uma série de placas de superfícies corrugadas (cristas), pa- ralelas umas às outras, com aberturas para a entrada e saída do fluido, sendo que um lado da placa recebe fluido quente e o outro recebe o fluido frio, que circulam alterna- damente nas placas, montadas de maneira que para cada placa de fluido frio, existem duas placas de fluido quente. Vale lembrar que é um tipo de trocador que facilmente pode ser aumentado, caso o sistema necessite de mais eficiência na troca térmica, apenas adicionando mais placas. 21 Figura 4 – Componentes de um trocador de calor a placa Fonte: Adaptado de HRS (2015) A Figura (4) auxilia no entendimento estrutural do trocador de calor a placa, mostrando alguns de seus componentes. O trocador de calor de placa possui uma configuração propícia à refrigeração entre fluidos líquidos, proporcionando uma boa eficiência, desde que estes fluidos es- tejam com pressões próximas um do outro (ÇENGEL e GHAJAR, 2012). 2.4 INCRUSTAÇÃO DE TROCADORES DE CALOR Incrustação é definida como a formação de depósitos indesejados na superfície de transferência de calor no qual dificulta o fluxo de calor e aumenta a resistência ao escoamento do fluido, resultando em um aumento da queda de pressão. Os trocadores de calor industriais raramente operam sem fluidos aditivados contra incrustação. A incrustação afeta o consumo de energia de processos industriais e influencia na quantidade de material extra requerido, para fornecer a quantidade adicional da superfície de troca térmica, empregada em trocadores de calor para com- pensar os efeitos de incrustação. Como coeficiente de transferência de calor é determinado para superfícies lim- pas, a área requerida para condições sem incrustação (limpo) é aumentada em uma 22 certa porcentagem, empiricamente, este acréscimo de área superficial de transferên- cia de calor em trocadores de calor casco e tubos pode variar de 15% até 50% de- pendo do serviço. Outrossim, uma prática comum é dimensionar a área superficial de transferência de calor em 20% a 40% da área calculada inicialmente, levando em con- sideração a incrustação (THULUKKANAM, 2013). Assim como também, um sob di- mensionamento da área superficial de troca de calor, é tipicamente de 25% (KAKAÇ e LIU, 2002). Figura 5 – Acúmulo de sujeira na superfície de transferência de calor Fonte: Adaptado de Thulukkanam (2013) As camadas de incrustação no lado interno e externo das superfícies como exemplifica a Figura (5), são conhecidas normalmente pelo aumento com o tempo assim que o trocador de calor é operado. E devem ser considerados no cálculo da resistência total à troca de calor, porque normalmente possuem menores condutivida- des térmica que os fluidos ou da parede, aumentando consequentemente a resistên- cia do coeficiente global de transferência de calor. E além da queda de pressão, oca- sionando um aumento de resistência de fricção ao escoamento, bloqueando a passa- gem do fluxo, há um aumento da rugosidade superficial (THULUKKANAM, 2013). A rugosidade da superfície sob depósito de partículas será diferente da rugosi- dade superficial do trocador de calor limpo (usualmente maior), no qual irá resultar em uma mudança no nível de turbulência especialmente próximo a superfície. Maior ru- gosidade irá produzir um aumento de turbulência, elevando a transferência de calor, enquanto uma superfície mais lisa pode reduzir o nível de turbulência (BOTT, 1995). Podendo dizer ainda, que uma superfície menos rugosa pode prolongar o tempo em que o trocador não experimenta a incrustação (delay) (THULUKKANAM, 2013). 23 Quadro 1 – Efeitos de incrustação que afetam o coeficiente de transferência de calor Fonte: Adaptado de Bott (1995) Idealmente uma interpretação matemática do Quadro (1) serviria de base para uma avaliação de incrustação, mas a inclusão de um extensivo número de condições a um modelo matemático seria na melhor das hipóteses, difícil ou mesmo impossível (BOTT, 1995). As mudanças no coeficiente de transferência de calor devem-se à mudança na resistência térmica da incrustação com o tempo, com um período inicial sem grandes efeitos sobre o coeficiente de troca térmica, e em seguida, interfere na troca de calor, dificultando gradualmente o transporte de energia com o aumento da camada de in- crustação, assim como também, a rugosidade da incrustação afeta o coeficiente trans- ferência, mas seus dados são limitados na literatura, e a alteração do número de Rey- nolds deve-se ao estreitamento da passagem do fluxo, por conta da deposição de sujeira acentuada, mais ao final do tubos, ao percorrer o tubo do trocador, houve um aumento de sua velocidade, por exemplo, no caso do trabalho apresentado no Gráfico (2), a velocidade inicial era de 0,65 m/s e no final do tubo atingiu 0,84 m/s (ALBERT; AUGUSTIN e SCHOLL, 2010). Alguns efeitos da incrustação ao longo do tempo são mostrados na Gráfico (1), diminuindo a capacidade térmica do trocador e aumentando a queda de pressão ao longo do trocador de calor, como já mencionado anteriormente. 24 Gráfico 1 – Consequências de incrustação em trocadores de calor Fonte: Adaptado de Awad (2011) Pode-se perceber que a resistência térmica total à transferência de calor de- cresce durante os primeiros estágios de incrustação devido à rugosidade superficial resultante do início da deposição, depois disso e com o acúmulo de sujeira, a resis- tência térmica volta a crescer novamente (AWAD, 2011). No intuito de complementar e caracterizar a explicação do Gráfico (1), o Gráfico (2), mostra um estudo, onde foram realizados experimentos de incrustação em um trocador de calor bitubular com uma solução aquosa supersaturada de sulfato de cál- cio (CaSO4). Neste caso é caracterizado por um caso de incrustação por cristalização, com- posto em três diferentes fases, em fluxo constante a uma velocidade de 0,65 m/s (ini- cialmente), com uma concentração de 0,027 mol/l de sulfato de cálcio (ALBERT; AU- GUSTIN e SCHOLL, 2010). 25 Gráfico 2 – Diferentes estágios durante incrustação por cristalização Fonte: Adaptado de Albert; Augustin e Scholl (2010) I – No período de indução (delay) a incrustação inicia com nucleação (agrupa- mento do soluto) na superfície causada pela supersaturação local. II – O período de rugosidade controlada no qual o coeficiente global de trans- ferência de calor aumenta ao invés de diminuir, é conhecido como “fenômeno de apri- moramento da transferência de calor” (SHEN; CIRONE; YANG; JIANG e WANG, 2013). Isto é devido ao fato de um aprimoramento da turbulência no lado interno da parede do tubo, quando uma camada sensível somente de sujeira é aderida à super- fície afetando apenas a troca térmica, sobrepondo o efeito da resistência térmica da incrustação, propiciando um aumento da troca de calor. III – No período de crescimento do cristal, como há uma progressão do fator de sujeira, faz com a camada de sujeira se torne mais significante, a rugosidade assim como os efeitos de fricção, pois a área de fluxo torna-se cada vez menor com a pro- gressão da incrustação, precisam ser considerados (ALBERT; AUGUSTIN e SCHOLL, 2010). É importante dizer que, o efeito de resistência negativa da incrustação não ocorre em todos as configurações de escoamento, que faz com que ocorra um au- mento do coeficiente de transferência de calor, como mostra o Gráfico (3). 26 Gráfico 3 – Variação docoeficiente de transferência de calor, velocidade de 0,69 m/s Fonte: Adaptado de Shen; Cirone; Yang; Jiang e Wang (2013) Por exemplo, em uma velocidade considerada alta, de 0,69 m/s do fluido que escoa no casco, neste caso, água com resíduos, este fenômeno não é mais perceptí- vel (SHEN; CIRONE; YANG; JIANG e WANG, 2013). 2.5 CONDUÇÃO O fenômeno da condução se dá por meio da troca de energia, considerando o movimento molecular aleatório, onde as moléculas se chocam umas às outras, mais intensamente no lado mais quente, por exemplo, do lado de fora de uma sala com exposição ao sol, e menos intensamente no lado mais frio, dentro desta mesma sala com ar condicionado ligado para refrigerá-la, então como tendência natural, as molé- culas partem em direção ao lado menos agitado, por conta das colisões moleculares em seu movimento aleatório (ÇENGEL e GHAJAR, 2012). É possível afirmar que ocorre a condução quando há um gradiente de tempe- ratura, resultante da diferença de temperatura entre dois corpos, ocorrendo a transfe- rência de calor do corpo mais quente ao mais frio. Partindo do princípio em que a taxa de transferência de calor por meio de uma placa plana é proporcional à área que um fluxo atravessa e igualmente proporcional à diferença de temperatura, mas inversamente proporcional à espessura da placa, pode 27 ser expressa na forma diferencial, deduzida por J. Fourier, conhecida como lei de Fourier da condução térmica: 𝑞𝑛 = −𝑘𝐴 𝜕𝑇 𝜕𝑛 (1) Onde a Equação (1), q é a taxa de condução de calor em uma direção n, k é a condutividade do material, expressa a capacidade de um material conduzir calor, e o sinal de menos (-) antes de k é necessário, pois a temperatura tende a diminuir (buscar a estabilidade), A é a área em que o fluxo atravessa, e ∂T/∂x é o gradiente de tempe- ratura na direção x (INCROPERA e DEWITT, 2008). Onde o fluxo térmico qn, em sua direção n deve ser perpendicular à superfície isotérmica, determinadas pela lei de Fourier como: qr = −kAr 𝜕𝑇 𝜕𝑟 (𝐷𝑖𝑟𝑒çã𝑜 𝑟) (2) 𝑞𝛷 = −𝑘𝐴𝛷 𝜕𝑇 𝜕𝛷 (𝐷𝑖𝑟𝑒çã𝑜 𝛷 ) (3) 𝑞𝑧 = −𝑘𝐴𝑧 𝜕𝑇 𝜕𝑧 (𝐷𝑖𝑟𝑒çã𝑜 𝑧 ) (4) O fluxo (qr, qΦ, qz) atravessa perpendicularmente as superfícies Ar, AΦ e Az, em cada direção r, Φ e z, respectivamente (INCROPERA e DEWITT, 2008). 2.5.1 Equação da condução de calor Para um melhor entendimento do fenômeno da condução do calor em determi- nado corpo, é utilizado um volume de controle, que deve ser o menor possível, mas grande o suficiente para representar todos os fenômenos envolvidos no corpo. 28 Figura 6 – Condução de calor por meio de volume de controle diferencial Fonte: Incropera e DeWitt (2008) Levando em consideração que para que ocorra o fluxo de calor, deve haver um gradiente de temperatura, e então haverá condução de calor, como mostra a Figura (6). Definindo o fluxo (q) que atravessa o volume de controle de raio dr, inclinação dΦ e altura dz. E que cada superfície terá fluxo atravessando-a, nas direções r, Φ e z. Assim, as taxas de transferência de calor que atravessam as superfícies podem ser obtidas por meio da expansão em série de Taylor, de primeira ordem: 𝑞𝑟 + 𝑑𝑟 = −𝑞𝑟 − 𝜕𝑞𝑟 𝜕𝑟 𝑑𝑟 (5) 𝑞𝛷 + 𝑑𝛷 = −𝑞𝛷 − 𝜕𝑞𝛷 𝑟𝜕𝛷 𝑟𝑑𝛷 (6) 𝑞𝑧 + 𝑑𝑧 = −𝑞𝑧 − 𝜕𝑞𝑧 𝑟𝜕𝑧 𝑑𝑧 (7) Em relação à Equação (5), o fluxo que sai do volume de controle (qr+dr) é igual ao fluxo que entra no volume de controle na direção r, somado ao quanto ele varia (∂qr/∂r) na direção r, multiplicado pelo seu comprimento (INCROPERA e DEWITT, 2008). 29 A taxa de energia gerada no volume de controle é considerada uma fonte extra de energia, de origem não térmica, podendo ser elétrica, química, nuclear, por exem- plo. Ė 𝑔 = 𝑞′′′. 𝑑𝑟. 𝑟𝑑Φ. 𝑑𝑧 (8) A respeito da Equação (8), Ė g é taxa de geração de energia no volume de controle, q’’’ é a taxa na qual a energia é gerada por unidade de volume do meio, dr, rdΦ e dz são as coordenadas espaciais do volume de controle (INCROPERA e DE- WITT, 2008). A energia acumulada representa a variação de energia interna que ocorreu no volume de controle. Ė 𝑎𝑐 = 𝜌𝐶𝑝 𝜕𝑇 𝜕𝑡 . 𝑑𝑟. 𝑟𝑑Φ.𝑑𝑧 (9) Ė ac é energia acumulada no volume de controle, ρ é a densidade e Cp é o calor específico, que expressa a capacidade do material em armazenar calor (INCRO- PERA e DEWITT, 2008). Aplicando o conceito de Conservação de Energia no volume de controle: (Ė entra) - (Ė sai) ± (Ė gerada) = Ė armazenada. Chega-se a: (𝑞𝑟 + 𝑞Φ + 𝑞𝑧) − (𝑞𝑟 + 𝑑𝑟 + 𝑞Φ + 𝑟𝑑Φ + 𝑞𝑧 + 𝑑𝑧) ± (𝑞 ′′′ .𝑑𝑟. 𝑟𝑑Φ.𝑑𝑧) = 𝜌𝐶𝑝 𝜕𝑇 𝜕𝑡 . 𝑑𝑟. 𝑟𝑑Φ.𝑑𝑧 (10) Deve-se substituir as equações da taxa de transferência de calor, mostrados nas Equações (5), (6), (7), (8) e (9) na Equação (10). E então poderão ser anulados os termos da taxa de transferência de calor (qr, qΦ e qz). A Equação (10) então será: 𝜕 𝜕𝑟 . (𝑘. 𝑟. 𝑑Φ.𝑑𝑧. 𝜕𝑇 𝜕𝑟 ) 𝑑𝑟 + 𝜕 𝑟𝜕Φ . (𝑘. 𝑑r. 𝑑𝑧. 𝜕𝑇 𝜕Φ ) 𝑟𝑑Φ + 𝜕 𝜕𝑧 (𝑘. 𝑟. 𝑑r. 𝑑Φ. 𝜕𝑇 𝜕𝑧 ) 𝑑𝑧 + 𝑞 ′′′𝑑𝑟. 𝑟𝑑Φ.𝑑𝑧 = 𝜕(𝜌. 𝐶𝑝. 𝑇) 𝜕𝑡 . 𝑑𝑟. 𝑟𝑑Φ.𝑑𝑧 (11) 30 Dividindo pelo volume de controle (dr.rdΦ.dz): 1 𝑟 . 𝜕 𝜕𝑟 . (𝑘. 𝑟. 𝜕𝑇 𝜕𝑟 ) + 1 𝑟2 𝜕 𝜕𝛷 . (𝑘. 𝜕𝑇 𝜕𝛷 ) + 𝜕 𝜕𝑧 . (𝑘. 𝜕𝑇 𝜕𝑧 ) + 𝑞 ′′′ = 𝜕(𝜌. 𝐶𝑝. 𝑇) 𝜕𝑡 (12) Finalmente, a Equação (12) pode ser chamada de Equação da Condução de Calor para geometrias cilíndricas. 2.6 CONVECÇÃO A convecção, ocorre pelo movimento molecular aleatório e pelo movimento ma- croscópico do fluido, onde um grande número de moléculas em conjunto, mantêm sua movimentação aleatória, isso com um gradiente de temperatura, faz com que deter- minado agregado de moléculas se desloque para onde está a ocorrência de menor agitação das moléculas, ou seja, do meio mais quente, para o mais frio (INCROPERA e DEWITT, 2008). Este movimento em conjunto com um gradiente de temperatura faz com que ocorra a transferência de calor entre uma superfície sólida e um fluido. Que pode ser expressa por meio da lei do resfriamento de Newton: 𝑞" = ℎ(𝑇𝑠 − 𝑇∞) (13) O fluxo de calor por convecção, q’’ (W/m²), é igual ao fluxo convectivo h (W/ºC.m²), multiplicadopela diferença de temperatura, Ts (ºC) como a temperatura da superfície a ser resfriada e T ∞ (ºC) a temperatura no escoamento. Da mesma maneira, a taxa convectiva de energia é expressa por: q = Cp. T(ρ.υ. 𝐴) (14) Os termos de calor específico Cp (J/kg.ºC), temperatura T(ºC), densidade ρ (kg/m³), velocidade υ (m/s) e a área A (m²), representam a energia em determinado tempo da taxa convectiva (J/s), assim como o fluxo por convecção (J/s.m²) pois é relacionado com a área A (m²) (INCROPERA e DEWITT, 2008). 31 2.6.1 Camada limite de velocidade Observando o escoamento da Figura (7), é possível dizer que a velocidade μ, em y = 0 é considerada nula, e aumenta à medida que se desloca na direção “y” até y = δ, e então atingir a corrente livre, depois é desconsiderada, porque permanece praticamente na mesma velocidade que atingiu a camada limite. No entanto, a tensão em y = 0, é máxima, considerando o deslocamento do fluido, como movimento global ou macroscópico do meio, e o movimento aleatório, pensando que esse movimento aleatório é como se fosse partículas que não fazem parte do movimento global, e está em contato com a superfície, criando uma tensão entre as partículas e a superfície, sendo que conforme avança em “x”, paralelamente à placa plana, choca-se com as outras moléculas adjacentes determinando um perfil de tensão, que decresce à me- dida que se aproxima da corrente livre, e ultrapassando esse limite, pode ser consi- derado desprezível (INCROPERA e DEWITT, 2008). Figura 7 – Desenvolvimento do perfil de velocidade em uma placa plana Fonte: Incropera e DeWitt (2008) Onde o termo δ é a espessura da camada limite de velocidade, e τ é a tensão. 2.6.2 Camada limite térmica Analogamente à camada limite de velocidade, a camada limite térmica ocorre quando há diferença de temperatura entre uma superfície isotérmica e o fluido que está escoando com T ∞ na corrente livre. E que a taxa de transferência de calor por convecção é diretamente proporcional ao gradiente de temperatura (INCROPERA e DEWITT, 2008). 32 Figura 8 – Desenvolvimento do perfil de temperatura em uma placa plana Fonte: Incropera e DeWitt (2008) O gradiente de temperatura se deve ao fato de que a placa plana conduz calor ao fluido, quando o mesmo está com velocidade nula (μ=0), estas partículas (mais agitadas), se chocam com as partículas vizinhas, transferindo energia às partículas, assim sucessivamente até atingir T∞. No exemplo da Figura (8), a temperatura é trans- ferida da placa ao fluido escoando, (Ts > T ∞), caso ocorresse a troca térmica de ma- neira contrária, seria (T ∞ > Ts). Desconsiderando a variação da temperatura com o tempo, é possível dizer que ao longo da placa plana isotérmica, e com o avanço da camada limite térmica em “x”, o gradiente de temperatura (∂T/∂y) diminui ao se afastar da placa, e consequente- mente o coeficiente convectivo (h) também diminui (INCROPERA e DEWITT, 2008). 2.6.3 Escoamentos laminar e turbulento Um fator importante para o escoamento é determinar se ele será laminar, ou turbulento, estes conceitos levam em consideração a velocidade do escoamento so- bre uma superfície, por meio da análise da tensão superficial e a taxa de transferência de calor por convecção, fatores estes muito significativos perante o regime de escoa- mento (INCROPERA e DEWITT, 2008). Observando a Figura (9), é possível notar um movimento mais organizado das partículas no escoamento laminar, e conforme avança na direção “x” sobre a placa plana, o gradiente de velocidade (∂μ/∂y) diminui, devido às tensões cisalhantes super- ficiais, ocasionando uma desaceleração deste fluido quando a espessura da camada limite (δ) aumenta, e o mesmo ocorre com a tensão (diminui). 33 O escoamento é laminar até determinada distância “x”, onde inicia o processo de transição, se observa nessa região um distúrbio no escoamento, partículas come- çam a se comportar de maneira mais agitada, no entanto ainda é possível perceber o comportamento anterior, com as partículas ordenadas, por isso denomina-se regime de escoamento laminar, pois há características ordenadas e um início de turbulência, que é o seguinte regime de escoamento (INCROPERA e DEWITT, 2008). Enfim, há o escoamento turbulento, caracterizado por grande movimentação de fluido aleatória em todas as direções dentro da camada limite (INCROPERA e DE- WITT, 2008). Assim pode-se dizer, que a taxa de transferência de calor e a tensão de cisalhamento são maiores quando o regime de escoamento é turbulento (ÇENGEL e GHAJAR, 2012). Figura 9 – Diferentes regimes de escoamento para camada limite de velocidade Fonte: Incropera e DeWitt (2008) A respeito da Figura (9), é possível dizer que, as componentes (μ,υ) expressam a velocidade nas direções “x” e “y”. Próximo da superfície plana, há o domínio de forças viscosas, por meio de grandes tensões cisalhantes e gradientes de velocidade, a chamada Subcamada viscosa, em seguida a Camada de amortecimento, que se dá início ao regime turbulento, mas com predomínio de tensão cisalhante superficial, por fim, a Região turbulenta onde desenvolve grande movimentação de fluido, e altas ta- xas de transferência de calor por convecção (INCROPERA e DEWITT, 2008). 34 2.7 CONDIÇÕES INICIAL E DE CONTORNO Para que se possa representar as condições de temperatura em um corpo deve-se informar os fenômenos que acontecem em sua superfície, para cada direção onde há uma significante diferença de temperatura. A condição inicial, normalmente considerada no tempo t = 0 é necessária para introduzir o perfil de temperatura no meio, sendo necessário apenas uma condição para a representação da variação da temperatura no tempo, porque envolve uma equação diferencial da derivada primeira ou derivada de primeira ordem, como pode ser observado na Equação (12) (INCROPERA e DEWITT, 2008). Assim, a condição inicial (t = 0), fica: 𝑇(𝑟, 𝛷, 𝑧, 0) = 𝑇𝑖 (15) Onde, a temperatura T em qualquer coordenada (r,Φ ou z ) no tempo t = 0, terá uma determinada temperatura inicial (Ti). A condição de contorno a seguir, leva em consideração que a temperatura em z = 0, é a mesma independente do tempo considerado, conhecida como condição de 1º tipo ou condição de Dirichlet é: 𝑇(0, 𝑡) = 𝑇𝑠 (16) Onde a temperatura T na superfície (z = 0), possui uma temperatura na super- fície Ts, constante, independente da variação do tempo. A segunda condição de contorno considera a superfície exposta a um fluxo tér- mico constante, por meio da lei de Fourier, pode ser chama de 2º tipo ou condição de Neumann. Mas um caso particular dessa condição, refere-se à uma superfície adia- bática, considerando que não há mais gradiente de temperatura, ou seja, perfeita- mente isolada, a partir daí não irá mais trocar calor, como mostra a Equação (17): 𝜕𝑇 𝜕𝑧 = 0 (17) 35 Considerando a superfície do meio, em z = L, a variação da temperatura com a posição será 0 (INCROPERA e DEWITT, 2008). 2.8 MÉTODOS NUMÉRICOS Conforme diz Maliska (2004, p.27),"A tarefa de um método numérico é resolver uma ou mais equações diferenciais, substituindo as derivadas existentes por expres- sões algébricas que envolvem a função incógnita". A utilização de modelos matemáticos que resultam em soluções numéricas por meio de métodos numéricos, tem como premissa básica resolver problemas que ana- liticamente seriam impossíveis, como a transferência de calor em geometrias comple- xas e problemas que são de difícil solução envolvendo condução de calor unidimen- sional em regime transiente. Também é possível dizer, apresenta um custo menor que experimentos laboratoriais, pois consegue-se representar de maneira aproximada uma situação real apenas utilizando um computador e alguns casos que obter dados reais com experimentos abrange um alto risco como em reatores nucleares (MA- LISKA, 2004). 2.8.1 Método dos Volumes Finitos O Método dos Volumes Finitos (MVF), conforme diz Maliska (2004, p. 5), "[...] realiza um balanço de conservação da propriedade para cada volume elementar para obter a correspondente equação aproximada". Para se obter a aproximação discreta das equações diferenciais advindas dos modelos matemáticos, baseados nos princípios de conservação, no método dos volu- mes finitos o domínio de interesse deve ser dividido em um determinado número de subdomínios para fazer valer a conservação da propriedade em nível de volume ele- mentar que podem ser aproximadas por meio de balanços de conservação da propri- edade em cada um dos subdomínios, por isso, se diz que o MVF possui uma base de formulação física, ou, aproximadas a partir da integração no espaço e no tempo das equações diferenciais na forma conservativa em um volume de controle. Apesar de que o método de volumes finitos em vários casos possuir equações discretizadas iguais ao método de diferenças finitas, que será visto mais à frente, no MVF os valores das variáveis dependentes são armazenados nos centros dos volumes ou nos centros 36 das faces de uma determinada malha, enquanto que o método de diferenças finitas armazena os valores das variáveis dependentes em pontos discretos da malha (PINTO e LAGE, 2001). 2.8.2 Método dos Elementos Finitos As técnicas utilizadas para discretizar as equações diferenciais no método dos volumes e método das diferenças finitas, fazem uso de aproximações localizadas, melhor dizendo, as equações diferenciais e os balanços são aproximados localmente na malha por aproximações lineares, essas técnicas possuem equações mais sim- ples, mas requerem um grande número de pontos discretos. Onde se deve gerar uma malha refinada, para uma aproximação da situação real do problema. No entanto, uti- lizando uma técnica global, no caso do método dos elementos finitos, é possível re- duzir o tamanho da malha de discretização, é certo então, que o processo de discre- tização das equações torna-se muito mais complexo. Sendo verdade dizer a respeito desse método, que sua solução pode ser aproximada por meio de somatórios de fun- ções exponenciais ou por polinômios de certo grau. E ainda podem ser aprimorados, se ao invés de utilizar um polinômio com certo grau, vários polinômios subdivididos em um intervalo do domínio de interesse (PINTO e LAGE, 2001). 2.8.3 Métodos das Diferenças Finitas Segundo Pinto e Lage (2001, p.89): “O método das diferenças finitas pode ser utilizado para resolver problemas de valor de contorno ou valor inicial, envolvendo equações diferenciais ordinárias ou parciais”. O método de diferenças finitas consiste na substituição das equações diferen- ciais por equações de diferenças ou ainda, equações algébricas. O primeiro passo é discretizar o domínio das variáveis independentes, por exemplo, x e t, a Figura (10) ilustra um conjunto de pontos discretos espaçados igualmente, que pode ser chamado de malha. No centro da malha há um ponto de referência conhecido como ponto nodal ou simplesmente nó (i , n), cercado por subdivisões do domínio, por exemplo (i +1, n), (i , n -1), e assim sucessivamente em toda a malha (PINTO e LAGE, 2001), pois con- 37 forme explica Incropera e DeWitt (2008, p.135): “Ao contrário de uma solução analí- tica, que permite a determinação da temperatura em qualquer ponto de interesse em um meio, uma solução numérica permite a determinação da temperatura somente em pontos discretos”. Em seguida, realizar a aproximação das variáveis dependentes nas equações diferenciais do modelo matemático para um determinado ponto discreto, por meio do uso da expansão de uma função em séries de Taylor (PINTO e LAGE, 2001). Figura 10 – Malha bidimensional, em coordenadas retangulares, espaço-tempo Fonte: O autor (2015) Visto que x representa a coordenada espacial, e t o tempo, subdivididos em i e n regiões, respectivamente. 2.8.3.1 Método das Diferenças Finitas Explícito Como o método das diferenças finitas consiste na substituição das derivadas parciais por equações de diferenças. Uma maneira encontrada, é a aproximação das derivadas por meio da expansão da série de Taylor, em torno de um dado ponto, portanto tomando como base a malha da Figura (8), a substituição feita fica da se- guinte forma (PINTO e LAGE, 2001). Com y = y(x, t) y = y(i , n): 𝑦(𝑖, 𝑛 + 1) = 𝑦(𝑖, 𝑛) + ∆𝑡. 𝜕𝑦 𝜕𝑡 + ∆𝑡2 2! . 𝜕𝑦2 𝜕𝑡2 + ⋯ (18) 38 Sendo a função y(i , n + 1) responsável por expressar a evolução da tempera- tura no tempo. 𝑦(𝑖 + 1, 𝑛) = 𝑦(𝑖, 𝑛) + ∆𝑥. 𝜕𝑦 𝜕𝑥 + ∆𝑥 2 2! . 𝜕𝑦2 𝜕𝑥 2 + ∆𝑥 3 3! . 𝜕𝑦3 𝜕𝑥 3 + ⋯ (19) Sendo a função y(i +1, n) responsável por expressar o perfil da temperatura no espaço. 𝑦(𝑖 − 1,𝑛) = 𝑦(𝑖, 𝑛) + (−∆𝑥). 𝜕𝑦 𝜕𝑥 + (−∆𝑥)2 2! . 𝜕𝑦2 𝜕𝑥 2 + (−∆𝑥)3 3! . 𝜕𝑦3 𝜕𝑥 3 + ⋯ (20) Sendo a função y(i - 1,n) responsável por expressar o perfil da temperatura no espaço (PINTO e LAGE, 2001). Então, agora o que deve ser feito é a aproximação das derivadas parciais, nos casos ∂y/∂x e ∂y/∂t, para as três situações das Equações (18), (19) e (20). Nesse primeiro momento será considerado a diferença entre dois pontos, as condições de contorno, para as coordenas espaciais, estendendo o conceito para coordenada do tempo, onde os pontos de interesse t, onde o cálculo da variável dependente é feito no tempo futuro baseado no tempo passado, diferente do método implícito que sempre incide no tempo futuro, mas não será abordado, pois não é o objetivo deste trabalho. Lembrando que a expansão deve ser truncada no primeiro termo, pois trata-se de dois pontos do domínio (PINTO e LAGE, 2001). Logo, a Equação (21) será: ∂y ∂x = 𝑦(𝑖 + 1, 𝑛) − 𝑦(𝑖, 𝑛) ∆𝑥 (21) A Equação (21) é também chamada de Equação de Diferença Progressiva, de primeira ordem, da derivada primeira de y, envolvendo dois pontos. ∂y ∂x = 𝑦(𝑖, 𝑛) − 𝑦(𝑖 − 1,𝑛) ∆𝑥 (22) E a Equação (22), como Equação de Diferença Regressiva, de primeira ordem, da derivada primeira de y, envolvendo dois pontos. 39 ∂y ∂t = 𝑦(𝑖, 𝑛 + 1) + 𝑦(𝑖, 𝑛) ∆𝑥 (23) As Equações (21) e (22) são as aproximações das derivadas parciais espaciais, e a Equação (23) é a aproximaçãoda derivada parcial no tempo. O mesmo será feito a seguir, mas aproximando a derivada parcial em função do ponto central, no caso ∂y/∂x, da seguinte maneira, diminuindo a Equação (19) da Equação (20), dessa maneira [y (i + 1, n) – y (i - 1, n)], e deve ser ressaltado que as equações foram truncadas no termo de 2ª ordem. Resolvendo a equação se obtém: 𝜕𝑦 𝜕𝑥 = 𝑦(𝑖 + 1, 𝑛) − 𝑦(𝑖 − 1, 𝑛) 2∆𝑥 (24) Assim, a Equação (24) recebe o nome de Equação de Diferença Central, da derivada primeira de y, envolvendo dois pontos (PINTO e LAGE, 2001). Para a aproximação da derivada segunda (∂²y/∂x²), é necessário que a derivada primeira (∂y/∂x) seja eliminada, esta solução se tornará necessária para substituir as derivadas parciais por equações de diferenças, aplicadas à equação da condução de calor. Portanto, somando os resultados das Equações (19) e (20), [y (i + 1, n) + y (i - 1, n)]: 𝜕²𝑦 𝜕𝑥² = 𝑦(𝑖 + 1, 𝑛) − 2𝑦(𝑖, 𝑛) + 𝑦(𝑖 − 1, 𝑛) ∆𝑥² (25) Então, a Equação (25) pode ser chamada de Equação de Diferença Central, da derivada segunda de y, envolvendo três pontos. Onde esta equação resulta de um arranjo matemático planejado para eliminar o termo de derivada primeira, e poder dis- cretizar a equação (PINTO e LAGE, 2001). 2.9 SOFTWARE MATLAB O Matlab é um software de simulação computacional, utilizado para análise de dados gráficos, que auxiliam no projeto, diminuindo tempo e custo, pois tudo se limita ao ambiente virtual, onde cabe ao usuário compreender e interpretar os dados obtidos, 40 e relacionar com seu problema, na tentativa de prever fenômenos futuros que podem alterar o projeto. Permite a integração numérica das equações diferenciais por meio de métodos numéricos e obter as respostas das variáveis dependentes. Sua linguagem contém funções matemáticas, que possibilitam o seu uso para resolver problemas de enge- nharia e ciência, por meio de operações vetoriais e matriciais, não necessitando que o usuário declare variáveis dos problemas, demandando muito menos linhas de pro- grama caso estivesse sendo utilizado uma linguagem de programação C ou C++. En- tão o usuário deve especificar as constantes, condições iniciais, finais e condições de contorno do problema, e em uma sequência lógica, construir os loopings do tempo e espaço, assim sendo, o software compila os dados fornecidos, e os mostra por meio de gráficos, 2D ou 3D, os resultados (MATLAB - The Language of Technical Compu- ting). O software Matlab é utilizado na engenharia em exemplos como: análise de fluxo de massa e transferência de calor, máquinas e equipamentos submetidos à es- forços oscilatórios ou contínuos que causam uma reação vibratória ao sistema (GAR- CIA, 2009). 2.9.1 Utilização do software na engenharia O trabalho que será apresentado a seguir busca exemplificar o uso do software Matlab como ferramenta de simulação para a transferência de calor por meio de um artigo feito a partir de uma dissertação de mestrado. Onde foi analisado o resfriamento rápido de morangos, por meio de um fluxo convectivo na superfície do morango, com objetivo de determinar o coeficiente convectivo h satisfatório, assim que é feito a co- lheita já deve ocorrer o resfriamento, para que o fruto seja mantido em temperatura suficiente para evitar a perda de água, e o combate à microrganismos prejudiciais ao fruto (PIROZZI e AMENDOLA, 2005). Foram utilizados alguns dados de entrada a respeito das propriedades do mo- rango, como condutividade térmica, difusividade térmica, foram utilizados no experi- mento 12 morangos, medindo as suas temperaturas no centro dos morangos com uso de termopares, e considerando o morango como uma esfera, foi estimado um raio médio para os morangos. 41 O método numérico para aproximar as equações diferenciais em coordenadas esféricas, foi o método de diferenças finitas explícito, baseando-se na lei de Fourier para o processo de transferência de calor, assim como mostrado no subcapítulo 2.5, mas a dedução feita das equações é para coordenadas esféricas, utilizando as con- dições iniciais e de contorno muito parecidas com as do subcapítulo 2.7, com o gradi- ente de temperatura na direção do raio do morango e a discretização das equações diferenciais também é muito semelhante ao que foi exposto na seção 2.8.3. Para avaliar de maneira mais confiável o coeficiente convectivo h, foi feito um refinamento da malha, foi calculado um resíduo (raiz da diferença das temperaturas experimentais e numéricas, em determinado tempo, elevados ao quadrado), onde en- tão determinado um número de pontos satisfatório no domínio espacial R, com 6 pon- tos na direção radial do morango, finalmente encontrou-se um coeficiente convectivo h = 16 W/m².ºC (PIROZZI e AMENDOLA, 2005). Gráfico 4 – Variação da temperatura no raio do morango Fonte: Pirozzi e Amendola (2005) O Gráfico (4) mostra a variação da temperatura (ºC) na superfície do morango com aproximadamente 16ºC e R = 0, e ao decorrer do resfriamento o morango perde calor na direção de seu raio, em R = 2,5 cm, com um tempo aproximado de 90 minutos, o morango atinge a temperatura próxima de zero (PIROZZI e AMENDOLA, 2005). O exemplo apresentado mostra a utilização de ferramenta computacional im- plementada por meio do software Matlab, exemplificando seu uso e seu potencial em aproximar modelos abstratos de modelos físicos comuns em nosso cotidiano, de- monstrando-se eficiente relação à fidelidade do problema real, ligado à um modelo 42 matemático correto. Assim prever fenômenos envolvendo a transferência de calor em determinado meio. 2.10 BALANÇO DE ENERGIA PARA O TROCADOR DE CALOR O balanço de energia realizado em sistemas de transferência de calor tem como princípio a conservação de energia em um meio, como a primeira lei da termo- dinâmica, indicando as formas de energia que cruzam um sistema, podendo ser apli- cada a um volume de controle ou sistema aberto, tendo que satisfazer as condições de equilíbrio (INCROPERA e DEWITT, 2008). A taxa de aumento da quantidade de energia térmica e mecânica acumulada (armazenada) em um volume de controle deve ser igual à taxa na qual as energias térmicas e mecânica entram no volume de controle, menos a taxa na qual as energias térmica e mecânica deixam o volume de controle, mais a taxa na qual a energia térmica é gerada no interior do volume de controle. (INCROPERA e DEWITT, 2008, p. 9) 2.10.1 Balanço de energia para os tubos O modelo seguinte representa o lado dos tubos do trocador de calor, o balanço nesse caso considera a área de apenas um tubo. Assim a energia acumulada no interior do volume de controle, como mostra a Figura (11), é representada pelo balanço de energia. 43 Figura 11 – Balanço de energia para o tubo na direção z Fonte: O autor (2015) A energia acumulada para este caso foi encontrada por meio das diferenças de energia na direção z, pois as variações das temperaturas são consideradas desprezí- veis nas direções r porque o fluxo interno é esperado turbulento, assim, fazendo com que não exista gradiente de temperatura no raio do trocador de calor, e Φ, porque a condutividade térmica dos tubos, feitos de cobre, é elevada (INCROPERA e DEWITT, 2008). Figura 12 – Volume de controle para o tubo Fonte: O autor (2015) A Figura (12), representa o volume de controleaplicado ao tubo do trocador, onde pode ser considerado o mesmo para os outros tubos, sendo seu raio, R1. 44 2.10.2 Balanço de energia para o casco Analogamente ao balanço de energia para os tubos, mas para o casco foi con- siderado a área dos tubos, diminuindo a área total do lado do casco. E então, possível representar a energia acumulada como mostra a Figura (13). Figura 13 – Balanço de energia para o casco na direção z Fonte: O autor (2015) A energia acumulada para este caso foi encontrada por meio das diferenças de energia na direção z, pois a variação das temperaturas nas direções r e Φ são irrele- vantes para o esquema proposto ao trocador de calor. Assim, a energia presente na face z foi subtraída da energia que sai pela face dz e subtraída à energia ganha por meio do fluido frio, presente nos tubos. Figura 14 – Volume de controle para o casco Fonte: O autor (2015) 45 A Figura (14), representa o volume de controle aplicado ao casco do trocador, onde considerou-se R2 como o raio do casco, e como dito anteriormente, R1 o raio dos tubos, assim a área do casco é seu raio R2 subtraído dos raios R1 dos tubos. 2.11 DESCRIÇÃO DO DIAGRAMA DE REFRIGERAÇÃO DO MOTOR O resfriamento do motor em questão mostrado na Figura (15) possui dois sis- temas que trocam calor por meio de um trocador de calor (2) para refrigerar a água doce aditivada com Glyssacor (DETROIT BRASIL, 2015). Figura 15 – Diagrama de resfriamento do motor da embarcação Fonte: Adaptado de DETROIT BRASIL LTDA (2015) O sistema de água salgada, representada pelas linhas azuis, significa o cami- nho percorrido pela água do mar na embarcação, que é coletada por meio das caixas de mar (1). A caixa de mar nada mais é do que uma abertura no fundo da embarcação, com o acréscimo de uma caixa em torno desta abertura que fica em uma altura de onde se possa incluir sucções pelas bombas de água salgada. Considerando que a bomba trabalha afogada (abaixo do nível do mar), faz a água circular dentro do troca- dor de calor (2), é descartada no costado da embarcação (saída de costado) em (3) (DETROIT BRASIL, 2015). 46 A água salgada troca calor com a outra parte do sistema, que está em verde no diagrama, trata-se do sistema de resfriamento com água doce. O fluido neste caso é definido pelo fabricante do motor, podendo-se selecionar entre uma lista disponibili- zada junto do manual do motor. Em geral, usa-se água com algum tipo de aditivo. Como se pode ver no diagrama, a água entra no motor e quem pressuriza o sistema é uma bomba acoplada ao próprio motor (4). O motor então aproveita a água para resfriamento de diversas partes dele mesmo. Essas linhas trabalham cheias, ou seja, a rede sempre está preenchida com o fluido para refrigeração do motor. Assim que o motor entra em funcionamento, a automação do sistema faz com que o fluido comece a circular pela rede, e a bomba (4) inicia o escoamento da água aditivada de refrigeração pela rede. Também são acionadas as bombas após a caixa de mar (1), iniciando o processo de arrefecimento do motor. Mas que só será efetivado se a válvula termostática (5) permitir. Para o resfriamento do bloco do motor (6), o fluido circula no bloco refrigerando as camisas, neste caso o motor possui tipo cons- trutivo em V, sendo 8 pistões de cada lado do bloco (V16), cada um contendo uma camisa (16 camisas). O motor tem o auxílio de uma válvula termostática. A válvula termostática tem como função manter a temperatura do motor entre 78ºC e 90ºC, de- vido ao fato de que as camisas não podem sofrer uma expansão ou compressão em função da variação de temperatura. Ela realiza este trabalho com uma mola dentro do corpo da válvula que a abre e fecha conforme a temperatura da água que circula den- tro do motor. Ou seja, quando a temperatura dentro do motor está a 78ºC a válvula fecha totalmente. Conforme a temperatura sobe, a válvula começa a se abrir nova- mente e o fluxo de água fria percorre o bloco do motor novamente. O Intercooler (7) é um outro trocador de calor que resfria as turbinas da exaus- tão do motor, assim como o trocador de calor de óleo lubrificante, que aproveita a mesma água fria para resfriar o óleo que lubrifica o motor (8). Mesmo que todo o sistema da parte de água com aditivo, fosse totalmente fe- chado, com a utilização do motor o nível de água dentro do sistema cairia, pois não há vedações ideais para esta aplicação, há perda de água com aditivo no trabalho de resfriamento do motor (DETROIT BRASIL, 2015). Por este motivo é instalado um tanque, chamado de tanque de expansão (9). Este tanque é interligado em dois pontos do sistema, no mais alto e na linha de entrada de água fria no motor. A ligação no ponto mais alto tem como objetivo retirar todo o ar do sistema. Já a interligação na entrada de água busca manter o sistema sempre 47 cheio de água, nível este que pode ser visualizado em um visor de nível no próprio tanque (DETROIT BRASIL, 2015). 2.12 MÉTODO DE BELL–DELAWARE O método de Bell-Delaware utilizado no trabalho, é importante principalmente para o cálculo do coeficiente convectivo do casco, pois sua análise não é tão simples quanto a análise do lado dos tubos porque o fluxo no casco é complexo, combinando fluxo transversal e fluxo na seção das chicanas, assim como também correntes de passagem entre o casco e a chicana e entre o casco e o feixe de tubos (KAKAÇ e LIU, 2002). A metodologia de cálculo compreendida pelo método foi patrocinada por uma grande indústria de trocadores de calor interessada nos estudos sobre os fenômenos de coeficiente convectivo e perda de carga no lado do casco, surgindo seu nome De- laware por conta da Universidade de Delaware e também por conta de um dos princi- pais investigadores do projeto, Kenneth J. Bell, sua versão final foi publicada em 1963, e atualmente é apresentada várias versões, de acordo com os autores (SERTH e LESTINA, 2014). É assumido que a vazão, temperaturas de entrada e saída do fluido para o lado do casco são especificadas, e também, a densidade, viscosidade, condutividade tér- mica e calor específico do fluido são conhecidos. Alguns dados mínimos em relação à geometria necessitam ser conhecidos ou especificados, como: diâmetro externo do tubo “d”, padrão de layout do tubo “Θtp”, diâmetro interno no casco “Ds”, diâmetro do feixe de tubos “Dotl”, comprimento efetivo dos tubos “Lti”, corte da chicana “Bc” como porcentagem do diâmetro do casco e espaçamento central das chicanas “Lbc” (THU- LUKKANAM, 2013). 48 3 METODOLOGIA DA PESQUISA No intuito de satisfazer as necessidades de refrigeração do motor, estabelece- ram-se métodos necessários para chegar à determinação da configuração do trocador de calor, assim a pesquisa foi feita por meio de livros, artigos científicos, notas de aula, documentos eletrônicos, manuais de fabricantes de trocadores de calor, também foi realizada visita ao local onde é utilizado o trocador de calor e, por fim, a modelagem matemática e simulação computacional do trocador de calor. A Figura (16) mostra o fluxograma com os passos a serem realizados até se obter os resultados numéricos. Figura 16 – Etapas para obtenção dos resultados numéricos Fonte: O autor (2015) A primeira etapa consistiu na determinação qual tipo de trocador de calor a ser utilizado, que atendesse as necessidades de projeto, como, vazão, pressão de traba- lho, fluidos de operação, espaço necessário e requisitos de manutenção. O próximo passo, se tornou necessário representar o problema físico,
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